BOMBAS EN DISE.O DE TUBERIAS SIMPLES, CALCULO SELECCION Y
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BOMBAS EN EL DISEÑO DE TUBERIAS SIMPLES, CÁLCULO SELECCIÓN Y ANALISIS ECONOMICO ROBERTO BUSTILLO MORALES JONATHAN CARABALLO HERRERA UNIVERSIDAD TECNOLOGICA DE BOLIVAR MINOR DE DISEÑO MECANICO 2003 - 2004 CARTAGENA DE INDIAS 2004
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BOMBAS EN EL DISEÑO DE TUBERIAS SIMPLES, CÁLCULO
SELECCIÓN Y ANALISIS ECONOMICO
ROBERTO BUSTILLO MORALES
JONATHAN CARABALLO HERRERA
UNIVERSIDAD TECNOLOGICA DE BOLIVAR
MINOR DE DISEÑO MECANICO 2003 - 2004
CARTAGENA DE INDIAS
2004
BOMBAS EN EL DISEÑO DE TUBERIAS SIMPLES, CÁLCULO
SELECCIÓN Y ANALISIS ECONOMICO
ROBERTO BUSTILLO MORALES
JONATHAN CARABALLO HERRERA
Monografía presentada para optar los títulos de
Ingenieros Mecánicos
Asesor
JULIO CESAR CANTILLO T.
Ingeniero Mecánico
UNIVERSIDAD TECNOLOGICA DE BOLIVAR
MINOR DE DISEÑO MECANICO 2003 - 2004
CARTAGENA DE INDIAS
2004
Cartagena de Indias, D. T. Y C., 2004 Señores: DEPARTAMENTO DE INVESTIGACION UNIVERSIDAD TECNOLOGICA DE BOLIVAR Ciudad Estimados señores: La presente tiene como objeto comunicarles que he dirigido a los estudiantes ROBERTO BUSTILLO MORALES y JONATHAN CARABALLO HERRERA, en su monografía titulada “BOMBAS EN EL DISEÑO DE TUBERIAS SIMPLES, CÁLCULO, SELECCIÓN Y ANALISIS ECONOMICO“. Presentado como requisito parcial para obtener el titulo de Ingeniero Mecánico. Atentamente, JULIO CESAR CANTILLO TORRES Ingeniero Mecánico
Cartagena de Indias, D. T. Y C., 2004 Señores: DEPARTAMENTO DE INVESTIGACION UNIVERSIDAD TECNOLOGICA DE BOLIVAR Ciudad Estimados señores: Un cordial saludo, a través de la presente remitimos a ustedes la monografía, titulada “BOMBAS EN EL DISEÑO DE TUBERIAS SIMPLES, CÁLCULO, SELECCIÓN Y ANALISIS ECONOMICO“. Presentado como requisito parcial para obtener el titulo de Ingeniero Mecánico. Anticipándoles nuestro agradecimiento Atentamente, ROBERTO BUSTILLO M. JONATHAN CARABALLO H.
AUTORIZACION
Cartagena de Indias, D. T. Y C., 2004 Nosotros ROBERTO BUSTILLO MORALES y JONATHAN CARABALLO HERRERA, identificados con cedula de ciudadanía No. 3’806.293 de Cartagena (Bol) y 9´293.726 de Turbaco (Bol) respectivamente, nos permitimos autorizar a la UNIVERSIDAD TECNOLOGICA DE BOLIVAR para hacer uso de nuestra monografía titulada “BOMBAS EN EL DISEÑO DE TUBERIAS SIMPLES, CÁLCULO SELECCIÓN Y ANALISIS ECONOMICO“ así como de publicarla en el catalogo online de la biblioteca.
ROBERTO BUSTILLO M. JONATHAN CARABALLO H. 3’806.293 de Cartagena 9´293.726 de Turbaco
AGRADECIMIENTOS
Los autores expresan sus agradecimientos a:
Julio Cesar Cantillo Torres, Ingeniero Mecánico, por sus valiosas
orientaciones y constante motivación en este trabajo.
A nuestros padres y a
nuestros hermanos por
ser nuestro hombro de
descanso después de
andar por un largo
camino, a veces fácil, a
veces difícil, pero que
han dejado huellas en
nuestra vida y que nos
han formado haciendo
de nosotros todo lo que
somos.
DIRECION DE INVESTIGACION FACULTAD INGENIERIA MECANICA
1. DESCRIPCION GENERAL DEL TRABAJO 2. DISENO DEL TRABAJO 2.1 Identificación del problema (consiste en presentar una breve y precisa las características o rasgos del tema, situación o aspectos de interés que se va a estudiar)
Titulo del trabajo: Bombas en el diseño de tuberías simples, cálculo selección y análisis económico. Nombre del Autor(es): Roberto Bustillo Morales Jonathan Caraballo Herrara Nombre del Asesor: Ing. Julio Cantillo Torres Fecha de culminación: 22 de Mayo de 2004
Debido al enorme desarrollo de la tecnología en la época actual, el ingeniero mecánico necesita tener conocimiento de las bombas y transporte de fluidos, este conocimiento debe abarcar la selección, cálculo y análisis económico debido a que no hay industria o servicio publico que no utilice equipos de bombeo, tuberías y otros equipos para el transporte de fluidos.
Actualmente, dentro de la universidad tecnológica de bolívar el material referente al tema, no le proporciona al lector en una sola obra la información completa y actualizada, lo cual dificulta su profundización.
2.2 Objetivos (Son los propósitos del estudio, expresan el fin que pretende alcanzarse, y por lo tanto, todo el desarrollo del trabajo se orienta en lograr estos objetivos) 2.3 Justificación (Se constituye en el ¿por que debe realizarse la investigación? Se exponen razones que justifican su relación, desde la perspectiva teórica, práctica y metodologica.) 3. LOGROS ESPERADOS (Señala los resultados esperados del trabajo, expresados en textos, productos, prototipos y/o documentos de utilidad practica y/o académica)
General: Desarrollar un texto original y moderno que cubra y contenga en forma clara la información de selección, calculo y análisis económico de bombas en forma teórica que sirva de complementación para posteriores investigaciones en el diseño de tuberías.
Específicos: - Recopilar la información dispersa en textos, catálogos, manuales y otros medios, por medio de consulta directa, para asegurar la calidad y unificar los conceptos referentes al cálculo, selección y análisis económico de bombas. - Unificar los conceptos referentes al cálculo, selección y análisis económicos de bombas encontrados en las diferentes fuentes de investigación para facilitar su comprensión.
- Exponer de manera clara y profunda el concepto bombas en el diseño de tuberías simples, por medio de documentación escrita, diagramas, catálogos para facilitar la comprensión del tema.
La Universidad Tecnológica de Bolívar no cuenta con textos originales que contengan información clasificada que sirva de apoyo a los estudiantes e investigadores que necesitan profundizar en el tema referente a la selección de bombas en el diseño de tuberías simples, cálculo selección y análisis económico. Además nos interesa que este material sirva de base para posteriores investigaciones y además que sea una posibilidad para la universidad de presentar publicaciones propias u originales en el área de la mecánica de fluidos.
-Esperamos que nuestro trabajo sirva de base en el desarrollo de nuevos proyectos de investigaciones relacionados con la selección de bombas en el diseño de tuberías. -Obtener un texto original el cual cumpla los requisitos para ser unaherramienta de apoyo para cualquier persona interesada en el tema.
4. PLAN DE TRABAJO (CRONOGRAMA DE ACTIVIDADES: detallar las actividades de investigación previstas y en el tiempo en meses/semanas a invertir en cada una para la ejecución de la investigación)
SEMANAS Actividades Marzo Abril Mayo Junio
Entrega de Propuesta x Investigación x x x x Desarrollo x x x x Trabajo Final x Sustentación x
|
TABLA DE CONTENIDO
Pág.
RESUMEN
INTRODUCCIÓN
1. BOMBAS CENTRÍFUGAS 5
1.1 PROPIEDADES DE UNA BOMBA CENTRÍFUGA 5
1.2 FUNCIONAMIENTO DE LAS BOMBAS CENTRÍFUGAS 6
1.3 TRIÁNGULOS DE VELOCIDADES Y ALTURAS
A CONSIDERAR EN LAS BOMBAS CENTRÍFUGAS
1.4. PAR MOTOR 15
1.5. ECUACIÓN GENERAL DE LAS BOMBAS CENTRÍFUGAS 15
1.6. SALTO TOTAL MÁXIMO 17
2. CLASIFICACIÓN GENERAL DE LAS BOMBAS: 21
2.1. CLASIFICACIÓN DE LAS BOMBAS CENTRÍFUGAS 21
2.1.1. BOMBAS RADIALES, AXIALES Y DIAGONALES 22
2.1.2. BOMBAS DE IMPULSOR ABIERTO, SEMIABIERTO
Y CERRADO 26
3. CURVAS CARACTERÍSTICAS 42
3.1. VARIACIÓN DE LAS CURVAS CARACTERÍSTICAS
CON LA VELOCIDAD DE ROTACIÓN. 45
3.2. SUPERFICIE CARACTERÍSTICA 46
3.3. COLINA DE RENDIMIENTOS 52
3.4. PUNTO DE FUNCIONAMIENTO 56
3.4.1. SITUACIÓN DEL PUNTO DE FUNCIONAMIENTO
SOBRE LA CURVA CARACTERÍSTICA DE LA BOMBA. 57
3.5. ZONAS DE INESTABILIDAD DE LAS
CURVAS CARACTERÍSTICAS 60
3.6. CASOS PARTICULARES 63
3.6. RELACIONES ENTRE ALGUNAS
VARIABLES DE FUNCIONAMIENTO 72
3.7. INFLUENCIA DE LA VELOCIDAD DE GIRO DE
LA BOMBA 73
4. SELECCIÓN BOMBAS CENTRÍFUGAS 77
4.1. OPERACIONES CON BOMBAS 79
4.1.1. PARALELO 79
4.1.2. SERIE 79
4.2. PROCEDIMIENTO PARA ESPECIFICACIÓN DE UNA BOMBA 80
4.3. CARGA 81
4.4. CARGA TOTAL 82
4.5. PRESIÓN DE SUCCIÓN 83
4.6. NPSH (carga neta positiva de succión): 85
4.6.1. TIPOS DE NPSH 85
4.6.2. DETERMINACIÓN DEL NPSH DISPONIBLE 86
4.7. CARGA DE DESCARGA 87
4.8. CABEZA ESTÁTICA TOTAL HET 92
4.8. CABEZA TOTAL H 92
4.9. VELOCIDAD ESPECÍFICA 93
4.10. VELOCIDAD ESPECÍFICA DE SUCCIÓN 94
4.11. POTENCIA AL FRENO 95
4.12. MOTORES ELÉCTRICOS 95
4.13. PUNTO DE FUNCIONAMIENTO DE UNA BOMBA: 96
4.14. POTENCIA DE UNA BOMBA CENTRÍFUGA 97
4.15. POTENCIA HIDRÁULICA TOTAL 100
4.16. NÚMERO DE REVOLUCIONES ESPECÍFICO 103
4.16. NÚMERO DE REVOLUCIONES ESPECÍFICO
EN FUNCIÓN DE LAS CARACTERÍSTICAS DE LA BOMBA 105
5. CAVITACIÓN 111
5.1. CAVITACIÓN EN BOMBAS CENTRÍFUGAS 111
5.1.1. ALTURA NETA DE ENTRADA DISPONIBLE, NPSHd. 114
5.1.2. ALTURA NETA DE ENTRADA REQUERIDA, NPSHr 116
5.1.3. ALTURA DE ASPIRACIÓN Ha. 117
5.2. INFLUENCIA DE LA CAVITACIÓN
5.3. VELOCIDAD ESPECÍFICA DE ASPIRACIÓN na 124
5.4. CAUDAL MÍNIMO IMPULSADO POR UNA
BOMBA CENTRÍFUGA 126
5.5. CARACTERÍSTICAS DE FUNCIONAMIENTO
EN LA ASPIRACIÓN 128
6. ANÁLISIS ECONÓMICO EN LA SELECCIÓN DE BOMBAS 136
6.1. SELECCIÓN DE LAS BOMBAS PARA REDUCIR
COSTOS DE ENERGÍA 138
6.2. ESTIMACIÓN DE COSTOS DE BOMBAS CENTRIFUGAS 139
CONCLUSIONES
BIBLIOGRAFÍA
ANEXOS
TABLA DE FORMULAS
Formula 1. Altura de la Bomba
Formula 2. Carga de Bemoulli de Impulsión
Formula 3. Carga de Bemoulli de Aspiración
Formula 4. Perdidas de carga
Formula 5. Rendimiento Manométrico
Formula 6. Altura Manométrica
Formula 7. Altura Dinámica
Formula 8. Par Motor
Formula 9. Ecuación General de las Bombas Centrífugas
Formula 10. Condición de salto máximo
Formula 11. Velocidad tangencial.
Formula 12. Curvas Características
Formula 13. Perdidas de razonamiento líquido
Formula 14. Perdidas de razonamiento a las componentes de choque
Formula 15. Perdidas interiores de cargas interiores de la bomba
Formula 16. Constante KA
Formula 17. Inclinación de una recta
Formula 18. Caída de presión para la máxima rata
Formula 19. Presión de descarga
Formula 20. Velocidad Específica.
Formula 21. Velocidad Específica de Succión
Formula 22. Trabajo hecho por una bomba
Formula 23. Energía recibida por la bomba
Formula 24. Caudal aspirado
Formula 25. Rendimiento Volumétrico
Formula 26. Potencia Hidráulica
Formula 27. Potencia para impulsar el caudal.
Formula 28. Rendimiento global de la bomba
Formula 29. Energía o Altura bruta.
TABLA DE GRÁFICAS
- Fig. 1. Bomba centrífuga, disposición, esquema y perspectiva
- Fig. 2 Triángulos de velocidades de una bomba centrífuga
- Fig. 3 Alturas a considerar en una instalación con bomba centrífuga
- Fig. 4 Triángulo de velocidades a la salida
- Fig. 5 Altura total
- Fig. 6 Triángulo de velocidades a la entrada
a) Flujo menor que el nominal;
b) Flujo igual al nominal
c) Flujo mayor que el nominal
- Fig. 7 Modificación del triángulo de velocidades a la salida
a) Flujo menor que el nominal;
b) Flujo igual al nominal
c) Flujo mayor que el nominal
- Fig. 8 Campos de aplicación de los tres tipos de bombas centrífugas
- Fig. 9 Relación entre el rendimiento de diversas bombas centrífugas y su
velocidad específica
- Fig. 10 Tipos de impulsores
- Fig. 11 Rodete de bomba diagonal abierta y rodete de bomba cerrado
tipo Francis
- Fig. 12 Empuje axial en impulsor abierto con álabes posteriores
- Fig. 13 Impulsor de una bomba de torbellino con álabes radiales a ambos
lados del disco
- Fig. 14 Empuje axial en impulsor cerrado.
- Fig. 15 Bomba de eje vertical
- Fig. 16 Pérdidas en una bomba
- Fig. 17 Curvas características teórica y real de una bomba centrífuga.
- Fig. 18 Curvas características teórica y real de una bomba centrífuga y
pérdidas Correspondientes.
- Fig. 19 Representación espacial de las curvas características de una
bomba.
- Fig. 20 Proyección sobre el plano (Hm,q) de las curvas características de
una bomba.
- Fig. 21 Ensayo completo de una bomba centrífuga a diferente nº de rpm.
Curvas, Hm = f (q); N = f (q); h = f (q).
- Fig. 22 Determinación de los rendimientos en bombas centrífugas.
- Fig. 23 Curva de rendimiento manométrico perteneciente a una curva
característica determinada
- Fig. 24 Colinas de rendimientos
- Fig. 25 Curvas características de una bomba hélice y colina de
rendimientos.
- Fig. 26 Puntos de funcionamiento.
- Fig. 27 Situación del punto de funcionamiento.
- Fig. 28 Zona inestable con fluctuaciones
- Fig. 29 Rápido crecimiento del consumo
- Fig. 30 Disminución rápida del caudal suministrado por la bomba
- Fig. 31 Disminución rápida del consumo.
- Fig. 32 Incremento rápido del caudal proporcionado por la bomba.
- Fig. 33 Diafragma.
- Fig. 34 Curvas características para densidades distintas.
- Fig. 35 Influencia de la velocidad de giro en la corrección parcial de la
zona inestable.
- Fig. 36 Cabeza Estática de Descarga - H2
- Fig. 37 Cabeza estática total HET
- Fig. 38 Cabeza total H
- Fig. 39 Curvas características ideales de potencia hidráulica
- Fig. 40 Curvas características ideales de potencia
- Fig. 41 Esquema de rodete de bomba centrífuga
- Fig. 42 Velocidades a la salida en la voluta
- Fig. 43 Bomba centrífuga.
- Fig. 44 Bomba helicocentrífuga.
- Fig. 45 Bomba hélice.
- Fig. 46 Bomba helicocentrífuga.
- Fig. 47 Bomba hélice.
- Fig. 48 Curvas características de una
- Fig. 49 Relación entre las curvas.
- Fig. 50 Disminución brusca de las curvas características por el efecto de
la cavitación en una bomba centrífuga
- Fig. 51 Campo de presiones en la aspiración.
- Fig. 52 Altura neta de entrada disponible.
- Fig. 53 Altura neta de entrada requerida.
- Fig. 54 Altura de aspiración máxima.
- Fig. 55 Datos de curvas de colina de rendimientos, potencia y NPSHr de
una bomba centrífuga.
- Fig. 56 Velocidad específica de succión y caudal frente a diversas
configuraciones del rodete
- Fig.57 Inductor
INTRODUCCION
Una bomba es una máquina capaz de transformar energía mecánica en
hidráulica. Un tipo de bombas son las centrífugas que se caracterizan por
llevar a cabo dicha transformación de energía por medio de un elemento
móvil denominado impulsor, rodete o turbina, que gira dentro de otro
elemento estático denominado cuerpo o carcasa de la bomba. Ambos
disponen de un orificio anular para la entrada del líquido. Cuando el impulsor
gira, comunica al líquido una velocidad y una presión que se añade a la que
tenía a la entrada.
Estas bombas son las mas ampliamente utilizadas en la industria para la
transferencia de líquidos de todo tipo, suministro de agua, industria química,
entre otras.
Existe una gran variedad de tipos de bombas por lo que el Ingeniero del
Proceso deberá investigar para tener una buena idea del rango de
aplicabilidad de estas bombas, lo que le permitirá hacer una buena selección
para el servicio requerido.
Aunque las bombas centrifugas ya están incluidas en las normas publicadas,
de todos modos hay suficiente libertad para especificar y construir cada
bomba para un requisito individual. En consecuencia, la selección de esta
bomba puede ser un problema complejo para muchos ingenieros que no
tengan suficiente información para relacionar todos los datos pertinentes.
El problema se resuelve con una simple organización de los datos según
su relación con las variables independientes y dependientes. En este caso
las bombas centrifugas la relación tiene el siguiente orden : curvas
características, diseño de impulsor , numero de etapas, carga neta positiva
de succión, diseño de la carcasa y caracol, diseño del difusor y montaje.
Las bombas se fabrican en tamaño estándar. Lo fundamental para cada caso
es seleccionar el tamaño y tipo que mas se ajuste a las necesidades del
proceso o diseño. Se utilizan en servicios de Alta Capacidad y en Servicios
de Baja a Media Presión o Cabeza.
Las ventajas principales de la bomba centrífuga son su simplicidad, baja
inversión, flujo uniforme, poco espacio requerido, bajo costo de
mantenimiento, un bajo ruido en operación y facilidad de adaptarse a
accionadores de motor o turbina.
RESUMEN
Para que un fluido fluya de un punto a otro en un ducto cerrado o en una
tubería, es necesario contar con una fuerza impulsora. Algunas veces, esta
fuerza es la gravedad cuando hay diferencias de nivel. Por lo general, el
dispositivo mecánico como una bomba o un ventilador, suministra la energía
o la fuerza impulsora que incrementa la energía mecánica del fluido. Esta
energía puede usarse para aumentar la velocidad, la presión o elevación del
fluido, de acuerdo a la ecuación de Bernoulli que relaciona velocidad con
presión, densidad y trabajo. En general, una bomba es una máquina o
dispositivo que se usa para mover un líquido incomprensible, por medio de la
adición de energía al mismo.
En la actualidad se encuentran en uso dos tipos de bombas, desplazamiento
positivo y las rotodinámicas o´ Centrífugas estas ultimas son las usadas en
la industria en le transporte de agua y otros productos. En las bombas
centrífugas la energía se comunica al líquido por medio de álabes en
movimientos de rotación, a diferencia de las de desplazamiento volumétrico o
positivo, rotativos (de engranajes, tornillos, lóbulos, levas, etc.) y alternativos
de pistón, de vapor de acción directa o mecánicas.
5
La Curva Característica de una Bomba es la representación gráfica de una
característica específica del rendimiento de una bomba. Interpretar estas
gráficas puede ser útil, tanto para especificar las bombas para una
aplicación, como para determinar si una bomba que ya ha sido instalada está
rindiendo al nivel de su capacidad. Para las aplicaciones de bombeo de
agua, las varias curvas que se ilustran son muy similares, simplemente
ofreciendo información adicional.
La Cavitación se presenta Cuando un líquido en movimiento roza una
superficie se produce una caída de presión local, y puede ocurrir que se
alcance la presión de vaporización del líquido, a la temperatura que se
encuentra dicho líquido. En ese instante se forman burbujas de vapor. Las
burbujas formadas viajan a zonas de mayor presión e implotan.
La implosión causa ondas de presión que viajan en el líquido y las mismas
pueden disiparse en la corriente del líquido o pueden chocar con una
superficie. Si la zona donde chocan las ondas de presión es la misma, el
material tiende a debilitarse metalúrgicamente y se inicia una erosión que
además de dañar la superficie provoca que ésta se convierta en una zona de
mayor pérdida de presión y por ende de mayor foco de formación de
burbujas de vapor.
6
La selección de la bomba adecuada para cualquier aplicación entre la
multitud de estilos tipos y tamaños puede ser difícil para el usuario o
cualquier ingeniero. El mejor método es hacer investigaciones preliminares
llegar a decisión básicas, selecciones y analizar la aplicación con el
proveedor de la bomba.Se pueden lograr considerables ahorros de energía
en los sistemas de bombas. Por su puesto, en lo primero que se deben
buscar esos ahorros es en el diseño del sistema. Sin embargo incluso
después de haber reducido al mínimo los requisitos hidráulicos del sistema y
determinado las condiciones hidráulicas, se debe tratar de hacer la selección
de la bomba mas eficiente para el sistema.
7
1. BOMBAS CENTRÍFUGAS
Una bomba es una máquina capaz de transformar energía mecánica en
hidráulica. Un tipo de bombas son las centrífugas que se caracterizan por
llevar a cabo dicha transformación de energía por medio de un elemento
móvil denominado impulsor, rodete o turbina, que gira dentro de otro
elemento estático denominado cuerpo o carcasa de la bomba. Ambos
disponen de un orificio anular para la entrada del líquido. Cuando el impulsor
gira, comunica al líquido una velocidad y una presión que se añade a la que
tenía a la entrada.
1.1. PROPIEDADES DE UNA BOMBA CENTRÍFUGA:
Dentro del campo normal de aplicación, las propiedades de una bomba
centrífuga son:
- Caudal uniforme, sin pulsaciones.
- La presión o altura de elevación disminuye a medida que aumenta el
caudal. En general, a partir del punto de funcionamiento, cuando se cierra
la válvula de regulación de la tubería de impulsión aumenta la presión y
se reduce la potencia. Sin embargo, las bombas de alta
8
- velocidad específica (impulsor semi-axial o hélice) no cumplen esta
norma general.
- La altura, medida en metros de columna de líquido, a la que eleva una
bomba es independiente de la naturaleza del líquido y, por tanto, la altura
a la que impele una bomba es la misma, prescindiendo de la influencia
que ejerce la viscosidad.
- La potencia absorbida por la bomba es proporcional al peso específico
del líquido elevado.
El par requerido para el arranque de una bomba centrífuga es pequeño y la
potencia absorbida durante su funcionamiento de régimen es continua y libre
de sobrecargas, cuando la altura no varía y no hay perturbaciones ajenas a
la bomba en la aspiración.
1.2. FUNCIONAMIENTO DE LAS BOMBAS CENTRÍFUGAS
Las bombas centrífugas mueven un cierto volumen de líquido entre dos
niveles; son pues, Máquinas hidráulicas que transforman un trabajo
mecánico en otro de tipo hidráulico. Los elementos de que consta una
instalación son:
- Una tubería de aspiración, que concluye prácticamente en la brida de
aspiración.
9
- El impulsor o rodete, formado por un conjunto de álabes que pueden
adoptar diversas formas, según la misión a que vaya a ser destinada la
bomba, los cuales giran dentro de una carcasa. Circular. El rodete es
accionado por un motor, y va unido solidariamente al eje, siendo la parte
móvil de la bomba. El líquido penetra axialmente por la tubería de
aspiración hasta la entrada del rodete, experimentando un cambio de
dirección más o menos brusco, pasando a radial, (en las centrífugas), o
permaneciendo axial, (en las axiales), acelerándose y absorbiendo un
trabajo .Los álabes del rodete someten a las partículas de líquido a un
movimiento de rotación muy Rápido, siendo proyectadas hacia el exterior
por la fuerza centrífuga, creando una altura dinámica de forma que
abandonan el rodete hacia la voluta a gran velocidad, aumentando
también su presión en el impulsor según la distancia al eje. La elevación
del líquido se produce por la reacción entre éste y el rodete sometido al
movimiento de rotación.
- La voluta es un órgano fijo que está dispuesta en forma de caracol
alrededor del rodete, a su Salida, de tal manera que la separación entre
ella y el rodete es mínima en la parte superior, y va aumentando hasta
que las partículas líquidas se encuentran frente a la abertura de
impulsión. Su misión es la de recoger el líquido que abandona el rodete a
gran velocidad, cambiar la dirección de su movimiento y encaminarle
hacia la brida de impulsión de la bomba. La voluta es también un
10
transformador de energía, ya que frena la velocidad del líquido,
transformando parte de la energía dinámica creada en el rodete en
energía de presión, que crece a medida que el espacio entre el rodete y
la carcasa aumenta, presión que se suma a la alcanzada por el líquido en
el rodete. En algunas bombas existe, a la salida del rodete, una corona
directriz de alabes que guía el líquido antes de introducirlo en la voluta.
- Una tubería de impulsión, instalada a la salida de la voluta, por la que el
líquido es evacuado a la presión y velocidad creadas en la bomba.
Fig. 1. Bomba centrífuga, disposición, esquema y perspectiva
11
Este es, en general, el funcionamiento de una bomba centrífuga aunque
existen distintos tipos y variantes La estructura de las bombas centrífugas es
análoga a la de las turbinas hidráulicas, salvo que el proceso energético es
inverso; en las turbinas se aprovecha la altura de un salto hidráulico para
generar una velocidad de rotación en la rueda, mientras que en las bombas
centrífugas la velocidad comunicada por el rodete al líquido se transforma, en
parte, en presión, lográndose así su desplazamiento y posterior elevación.
1.3. TRIÁNGULOS DE VELOCIDADES Y ALTURAS A CONSIDERAR EN
LAS BOMBAS CENTRÍFUGAS
El órgano principal de una bomba centrífuga es el rodete que, en la figura se
puede ver con Los álabes dispuestos según una sección perpendicular al eje
de la bomba; el líquido llega a la entrada del rodete en dirección normal al
plano de la figura, (dirección axial), y cambia a dirección radial recorriendo el
espacio o canal delimitado entre los álabes.
Fig. 2 Triángulos de velocidades de una bomba centrífuga
12
El líquido queda sometido a una velocidad relativa w a su paso por el espacio
entre álabes entre la entrada y la salida, y a una velocidad de arrastre u
debida a la rotación del rodete alrededor del eje. La suma vectorial de estas
velocidades proporciona la velocidad absoluta c .Si llamamos w1 a la
velocidad relativa del líquido a la entrada en la cámara delimitada por un par
de álabes, u1 a la velocidad tangencial, y c1 a la velocidad absoluta, se
obtiene el triángulo de velocidades a la entrada.
A la salida del rodete se tiene otro triángulo de velocidades determinado por
las siguientes Velocidades y ángulos:
Si se designa por H el desnivel o altura geométrica existente entre los niveles
mínimo y máximo del líquido, por Ha la altura o nivel de aspiración, (altura
existente entre el eje de la bomba y el nivel inferior del líquido), y por Hi la
13
altura de impulsión, (altura existente entre el eje del rodete y el nivel superior
del líquido), se tiene que:
(1) H = Ha + Hi
Para el caso del agua, la altura teórica de aspiración para un nº infinito de
álabes (teoría unidimensional), trabajando la bomba en condiciones ideales,
sería la equivalente a la columna de agua correspondiente a la presión a que
se encontrase el nivel inferior; si éste está sometido únicamente a la presión
atmosférica, la altura teórica de aspiración sería de 10,33 metros; sin
embargo, esta altura es siempre menor, pues hay que tener en cuenta las
pérdidas de carga en la Tubería, rozamientos a la entrada del rodete,
temperatura del líquido a elevar, y sobre todo, el fenómeno de la cavitación,
por lo que el límite máximo para la altura de aspiración se puede fijar entre 5
y 7 metros, según el tipo de instalación.
Fig. 3 Alturas a considerar en una instalación con bomba centrífuga
14
La carga o Bernoulli de impulsión es:
(2)
La carga o Bernoulli de aspiración es:
(3)
Las alturas a considerar, aparte de la geométrica ya definida, son:
Ht = Altura total creada por la bomba
Hm = Altura manométrica de la bomba
Las pérdidas de carga que pueden aparecer en la instalación, (bomba y
tuberías), son:
= Pérdidas en el impulsor + Pérdidas en la directriz (si la tiene) + Pérdidas en
la voluta
(4)
15
El rendimiento manométrico se define en la forma,
(5)
La altura manométrica creada por la bomba tiene por expresión:
(6)
Es decir, la diferencia entre el Bernoulli entre las bridas de impulsión y de
aspiración. El rendimiento manométrico de la bomba se puede poner también
en función de los puntos 1y 2, de entrada y salida del impulsor, en la forma:
16
Siendo las pérdidas (E1) en la tubería de aspiración despreciables frente a
las totales de la bomba; hr son las pérdidas en el rodete, igual a las pérdidas
totales, menos las pérdidas (2S) en la Voluta y corona directriz.
La altura dinámica es:
(7)
y si se cumple que :
Resulta:
Si se supone que las tuberías de aspiración e impulsión tienen el mismo
diámetro, cS = cE, y que las bridas de aspiración e impulsión están a la misma
cota, se tiene:
17
1.4. PAR MOTOR
Aplicando el Segundo Teorema de Euler, que dice que el incremento del
momento de la cantidad de movimiento del líquido contenido entre los
álabes, para un caudal q impulsado, con relación al eje de giro O, tiene que
ser igual al momento con relación a dicho eje O, de las fuerzas ejercidas por
los álabes sobre el líquido, se tiene:
(8)
1.5. ECUACIÓN GENERAL DE LAS BOMBAS CENTRÍFUGAS
Si N es la potencia aplicada al eje de la bomba, se puede poner en función
del par motor C y de la velocidad angular w de la bomba en la forma:
(9)
18
Despejando Ht se obtiene la ecuación general de las bombas centrífugas:
Se observa que para un rodete dado y una velocidad angular de rotación w
dada, la altura de elevación conseguida por la bomba es independiente del
líquido bombeado, es decir, una bomba con un determinado rodete y girando
a una velocidad de rotación prefijada conseguiría igual elevación tanto
bombeando mercurio como agua, aunque en el caso del mercurio la presión
en la brida de impulsión sería 13,6 veces superior a la que se tendría con el
agua. Si se tiene en cuenta que de las dos columnas de igual altura de
líquido pesa más la correspondiente al más denso, la presión a la salida de la
bomba (brida de impulsión) será mayor, por lo que el elevar una misma
cantidad de líquido a una misma altura exigirá un mayor consumo de energía
cuanto más pesado sea éste. Por lo tanto, una variación de la densidad del
19
líquido a bombear influye y modifica la presión en la brida de impulsión, así
como la potencia a aplicar a la bomba.
Fig. 4 Triángulo de velocidades a la salida
1.6. SALTO TOTAL MÁXIMO
Para hallar la condición de salto total máximo es necesario que:
Quedando la ecuación general en la forma:
(10)
20
Teniendo en cuenta el triángulo de velocidades a la salida del rodete, figura,
en el que:
El salto total máximo queda en la forma:
Siendo Ω2 la sección media de salida del rodete, c2m la velocidad meridiana
a la salida del mismo normal a u2, y ku una constante que depende del
espesor de las paredes de los álabes a la salida. Esta ecuación se
corresponde con un número infinito de álabes, y permite trazar la curva
característica de la bomba centrífuga ideal, es decir, la gráfica de la función
de la altura creada por la bomba según el caudal, para cada número de
revoluciones del rodete.
A su vez, como la velocidad tangencial,
(11)
21
Por serlo el número de revoluciones por minuto n, (revoluciones del motor), y
ser además la sección media de salida del rodete
Se puede considerar que:
Son dos constantes que dependen de los parámetros antes citados, por lo
que la expresión de la altura total queda en la forma:
Dicha ecuación es una recta de la que únicamente se conoce su ordenada
en el origen A, ya que su coeficiente angular B depende del ángulo β2.
En las bombas centrífugas destinadas a crear alturas de presión se tiene β2 <
90°, de forma que una parte de la presión la crea el rodete y otra parte se
origina en la voluta por transformación de la energía dinámica en energía de
presión; sin embargo existen bombas centrífugas con β2≥ 90°, en las que se
22
dota al líquido de una cierta velocidad, sin que en la voluta exista apenas
transformación de energía dinámica en energía de presión.
Fig. 5 Altura total
Fig. 6 Triángulo de velocidades a la entrada con α1=90º y desprendimientos de la corriente líquida a) Flujo menor que el nominal; b) Flujo igual al nominal; c) Flujo mayor que el nominal
Fig. 7 Modificación del triángulo de velocidades a la salida al variar el flujo a) Flujo menor que el nominal; b) Flujo igual al nominal; c) Flujo mayor que el nominal
23
2. CLASIFICACIÓN GENERAL DE LAS BOMBAS:
En la actualidad se encuentran en uso dos tipos de bombas:
- Desplazamiento Positivo:
• Reciprocantes
• Rotatorias
- Rotodinámicas (Rotatorias): Centrífugas
Las bombas reciprocantes de desplazamiento positivo, presentan una
frontera móvil (pistón) que fuerza al fluido a través de cambios de volumen.
Se abre una cavidad (cilindro) y el líquido es entonces "comprimido" saliendo
de la cavidad por medio de una válvula de salida.
Todas las bombas de desplazamiento positivo producen un flujo pulsátil o
periódico. Su mayor ventaja es que pueden manejar cualquier líquido
independientemente de su viscosidad.
2.1. CLASIFICACIÓN DE LAS BOMBAS CENTRÍFUGAS
En las bombas centrífugas la energía se comunica al líquido por medio de
álabes en movimientos de rotación, a diferencia de las de desplazamiento
24
volumétrico o positivo, rotativos (de engranajes, tornillos, lóbulos, levas, etc.)
y alternativos de pistón, de vapor de acción directa o mecánicas.
Las ventajas principales de las bombas centrífugas son:
Caudal constante, presión uniforme, sencillez de construcción, tamaño
reducido, bajo mantenimiento y flexibilidad de regulación.
Uno de sus pocos inconvenientes es la necesidad de cebado previo al
funcionamiento, ya que las bombas centrífugas, al contrario que las de
desplazamiento positivo, no son autoaspirantes.
Los principales tipos de bombas centrífugas son:
Radiales, axiales y diagonales.
De impulsor abierto, semiabierto y cerrado
Horizontales y verticales.
2.1.1. BOMBAS RADIALES, AXIALES Y DIAGONALES
Se ha considerado como bombas centrífugas desde las propiamente
centrífugas o radiales, en las que la energía se cede al líquido esencialmente
mediante la acción de la fuerza centrífuga, hasta las axiales, en las que la
energía se cede al líquido por la impulsión ejercida por los álabes sobre el
mismo. En las bombas centrífugas radiales la corriente líquida se verifica en
planos radiales, en las axiales en superficies cilíndricas alrededor del eje de
25
rotación y en las diagonales radiales y axialmente, denominándose también
de flujo mixto.
El tipo de una bomba que atiende al diseño hidráulico del rodete impulsor,
viene caracterizado por su velocidad específica, calculada en el punto de
funcionamiento de diseño, es decir, en el punto de máximo rendimiento de la
curva característica.
El número específico de revoluciones es constante para un impulsor
determinado, para cualquier velocidad de giro n, ya que q y Hm se modifican
también al mismo tiempo. Su valor no se modifica al alterar las dimensiones
del impulsor, ya que todos los impulsores geométricamente semejantes con
un rendimiento aceptable tienen la misma velocidad específica, aunque
pueden admitir ligeras variaciones en el ángulo de salida, forma del álabe,
etc.; el nº específico de revoluciones depende también de la voluta
La velocidad específica del impulsor es un índice de su geometría y
proporciona una idea de sus dimensiones principales, como en la siguiente
figura. La relación entre los diámetros de entrada y salida D1 /D2, es (dentro
de ciertos límites) directamente proporcional al nº específico de revoluciones
y fue uno de los índices utilizados antes de que se impusiera el concepto de
velocidad específica.
26
La forma de los álabes en los impulsores de flujo radial es, en general,
curvada hacia atrás con respecto al sentido de giro, β2 < 90º, y con
superficies de simple curvatura, siendo la generatriz paralela al eje de
rotación; en los impulsores helicoidales, los álabes son de doble curvatura y
en los axiales tienen, además, un determinado perfil aerodinámico.
Fig. 8 Campos de aplicación de los tres tipos de bombas centrífugas
Fig. 9 Relación entre el rendimiento de diversas Bombas centrífugas y su velocidad específica
27
Rendimiento-velocidad específica
En el extremo de las velocidades específicas bajas, las pérdidas por
rozamiento son grandes, incluyendo:
a) Las pérdidas de carga debidas al más largo recorrido interno
b) Las pérdidas por rozamiento de las paredes del rodete impulsor de gran
diámetro al girar en el líquido, (rozamiento del disco). Las pérdidas por fugas
(volumétricas) son también grandes. Al crecer la velocidad específica, el
rendimiento mejora hasta un cierto valor de la misma, por encima del cual,
las pérdidas debidas a deficiencias en el guiado del líquido le hacen disminuir
de nuevo, aunque de manera más suave.
Los rendimientos óptimos se calculan para una velocidad específica nq=50,
como en la figura anterior, en la que la combinación de las pérdidas
descritas, variables con nq, tiene un efecto mínimo. El que bombas de igual
velocidad específica puedan tener rendimientos diferentes, menores para
caudales más bajos, se debe a que las leyes de semejanza hidráulica no se
cumplen exactamente con tener sólo en cuenta la semejanza geométrica
existente.
Las curvas (rendimiento-velocidad específica) se han ido desplazando en
sentido ascendente (mayores rendimientos) a medida que las técnicas
empleadas en su fabricación se ha ido perfeccionando.
28
2.1.2. BOMBAS DE IMPULSOR ABIERTO, SEMIABIERTO Y CERRADO
Teniendo en cuenta su diseño mecánico o estructural, se pueden distinguir
tres tipos de impulsores:
- De álabes aislados (abiertos)
- Con una pared o disco lateral de apoyo (semiabiertos)
- Con ambas paredes laterales (cerrados).
Esta clasificación es independiente de la más general, que se refiere al tipo
de diseño hidráulico, por lo que en esta nueva clasificación puede haber
impulsores centrífugos y de flujo mixto, abiertos, semiabiertos o cerrados.
Fig. 10 Tipos de impulsores
Fig. 11 Rodete de bomba diagonal abierta y rodete de bomba cerrado tipo Francis
29
Los impulsores axiales, por su misma estructura, sólo pueden ser
semiabiertos o cerrados, ya que sus álabes se pueden considerar como
apoyados lateralmente en el eje de rotación, que hace las veces de cubo del
impulsor, como si fuese la pared posterior de los radiales y diagonales.
2.1.2.1. IMPULSORES ABIERTOS
En un impulsor abierto, los álabes desnudos van unidos única-mente al eje
de giro y se mueven entre dos paredes laterales fijas pertenecientes a la
carcasa de la bomba, con tolerancias laterales lo más estrechas posibles
para evitar fugas. Esta construcción es mecánicamente débil, por el largo
voladizo en que trabajan los álabes, por lo que estos impulsores disponen
siempre de una fracción de pared posterior para dar a los álabes la rigidez
necesaria. En la práctica no se hace distinción entre impulsores abiertos y
semiabiertos, designando a ambos como abiertos, en oposición a los
cerrados. Los impulsores abiertos se utilizan en algunas bombas radiales
pequeñas y para el bombeo de líquidos abrasivos.
Fig. 12 Empuje axial en impulsor abierto con álabes posteriores
30
2.1.2.2. IMPULSORES SEMIABIERTOS
Los impulsores con una sola pared lateral, que siempre es la posterior, se
emplean con cierta frecuencia, destacando las bombas de flujo mixto y todas
las axiales. Al igual que en los abiertos, su buen rendimiento está basado en
una tolerancia lateral muy estrecha, del orden de 0,3 mm, que evita fugas de
la periferia al centro y en los canales del impulsor entre sí. Estas fugas son
tanto mayores cuanto menos viscoso es el líquido por lo que con líquidos
algo viscosos el caudal y la altura pueden aumentar, a pesar de las mayores
pérdidas .por rozamiento, lo que les hace más apropiados que los abiertos
para trabajar con líquidos a altas temperaturas.
El desgaste del impulsor es proporcional a la velocidad relativa del líquido y
no es radialmente uniforme, sino algo mayor en la periferia; cuando el juego
lateral se hace grande por el desgaste, hay que cambiar el impulsor.
Para el servicio con líquidos abrasivos algunas veces se disponen placas
laterales de desgaste de fácil intercambio, construidas con materiales
especiales como el acero inoxidable que tiene mayor dureza, que no resulta
costoso, ya que la carcasa de la bomba sigue siendo de fundición.
La escasa tolerancia lateral del impulsor hace que una posible desviación del
eje pueda tener graves consecuencias, al igual que las dilataciones o
contracciones anormales, que en esta situación tienen mucha mayor
importancia que en los impulsores cerrados.
31
El empuje axial en los impulsores abiertos es mayor que en los cerrados,
pues la parte anterior está sometida a una presión media menor; para paliar
este defecto se les provee de álabes posteriores, que disminuyen en gran
manera la presión media en la cara posterior. También sirven para evitar que
el líquido que de estancado cerca del eje y empaquetaduras, ya que si el
líquido fuese abrasivo podría resultar muy perjudicial.
Fig. 13 Impulsor de una bomba de torbellino con álabes Radiales a ambos lados del disco
Las ventajas del impulsor abierto sobre el cerrado son:
- La menor tendencia a obstruirse que le hace adecuado para líquidos
sucios.
- El menor roce hidráulico del disco, al tener sólo una pared girando, de lo
que se deduce un buen rendimiento.
- Una mayor accesibilidad de los álabes para el mecanizado, lo que
permite conseguir mejores acabados.
32
- Una mayor facilidad de construcción, con modelos más sencillos, por lo
que se puede utilizar una mayor variedad de materiales constructivos con
un coste menor de fabricación.
Aunque al principio los impulsores se hacían abiertos, de doble aspiración,
hoy en día han caído en desuso por dificultades de ajuste y sólo se fabrican
los de aspiración simple.
2.1.2.3. IMPULSORES CERRADOS
Los impulsores cerrados tienen los álabes colocados entre dos paredes
laterales, anterior o de aspiración y posterior. El estrecho margen de
tolerancias existente para evitar fugas de retroceso entre la impulsión y la
aspiración suele ser axial y está constituida por unas superficies anulares
muy próximas, situadas alrededor del orificio de aspiración (oído del
impulsor) y formadas por los aros de cierre, uno montado en la carcasa y el
otro que gira montado en el impulsor.
La principal ventaja de esta solución es que los aros de cierre se pueden
cambiar fácilmente cuando se desgastan, recuperando la tolerancia primitiva,
evitando así fugas mayores.
Respecto al desgaste, se pueden hacer de materiales especiales para
condiciones de funciona-miento y servicio particularmente duras.
33
Fig. 14 Empuje axial en impulsor cerrado
A menudo, en vez de estos aros dobles se utiliza sólo un aro montado en la
carcasa, de forma que la superficie rozante móvil pertenece al propio
impulsor; en estos casos, en el impulsor se deja material suficiente para
poder rectificar su superficie desgastada, si procede, cambiando el aro de la
carcasa por uno nuevo de diámetro ligeramente diferente, de forma que deje
el juego conveniente con el impulsor.
Los impulsores de doble aspiración llevan aros de cierre en los dos oídos;
sus ventajas son, ausencia de empuje axial, una menor NPSHr y una mayor
capacidad de aspiración. Se pueden considerar como dos impulsores de
aspiración simple, opuestos y en paralelo.
Los impulsores de simple aspiración, cuando están provistos en la parte
posterior de una cámara de equilibrado del empuje hidráulico axial en
comunicación con la aspiración a través de los agujeros de equilibrio, sólo
34
tienen aros a ambos lados, lo que implica una desventaja para el equilibrado
que, hidráulicamente, es bastante eficaz.
Los impulsores cerrados pueden resistir mucho mejor cualquier flexión del
eje, o contracciones y dilataciones mayores de las previstas, por lo que son
más adecuados para servicios de altas temperaturas. Tienen la desventaja
de que sus canales son normalmente inaccesibles para cualquier tipo de
mecanizado, lo que exige métodos constructivos especiales más difíciles que
en los abiertos. Hidráulicamente, el rozamiento de disco al tener el impulsor
dos paredes, es doble que en los abiertos, pero las pérdidas volumétricas
son menores.
La posibilidad de obstrucción con líquidos sucios es mayor y para ello se
diseñan impulsores especiales con oído de gran área, canales lo más
amplios posibles, pequeño número de álabes, 2 ó 3, y éstos con los bordes
de entrada redondeados.
2.1.3. BOMBAS HORIZONTALES Y VERTICALES
El eje de rotación de una bomba puede ser horizontal o vertical, (rara vez
inclinado). De esta disposición se derivan diferencias estructurales en la
construcción de la bomba que a veces son importantes, por lo que también
las aplicaciones de los dos tipos de construcción suelen ser, a menudo,
distintas y bien definidas.
35
2.1.3.1. BOMBAS HORIZONTALES.- La disposición del eje de giro
horizontal presupone que la bomba y el motor se hallan a la misma altura;
éste tipo de bombas se utiliza para funcionamiento en seco, exterior al líquido
bombeado que llega a la bomba por medio de una tubería de aspiración. Las
bombas centrífugas, sin embargo, no deben rodar en seco, ya que necesitan
del líquido bombeado como lubricante entre aros rozantes e impulsor, y entre
empaquetadura y eje. Como no son autoaspirantes requieren, antes de su
puesta en marcha, el estar cebadas; esto no es fácil de conseguir si la
bomba no trabaja en carga, estando por encima del nivel del líquido, que es
el caso más corriente con bombas horizontales, siendo a menudo necesarias
las válvulas de pie, (aspiración), y los distintos sistemas de cebado.
Como ventajas específicas se puede decir que las bombas horizontales,
(excepto para grandes tamaños), son de construcción más barata que las
verticales y, especialmente, su mantenimiento y conservación es mucho más
sencillo y económico; el desmontaje de la bomba se suele hacer sin
necesidad de mover el motor y al igual que en las de cámara partida, sin
tocar siquiera las conexiones de aspiración e impulsión.
2.1.3.2. BOMBAS VERTICALES
Las bombas con eje de giro en posición vertical tienen, casi siempre, el motor
a un nivel superior al de la bomba, por lo que es posible, al contrario que en
36
las horizontales, que la bomba trabaje rodeada por el líquido a bombear,
estando, sin embargo, el motor por encima de éste.
Bombas verticales de funcionamiento en seco. En las bombas verticales
no sumergidas, el motor puede estar inmediatamente sobre la bomba, o muy
por encima de ésta. El elevarlo responde a la necesidad de protegerlo de una
posible inundación o para hacerlo más accesible si, por ejemplo, la bomba
trabaja en un pozo. El eje alargado puede ser rígido o flexible por medio de
juntas universales, lo que simplifica el siempre difícil problema del
alineamiento.
Se emplean muy a menudo las mismas bombas horizontales modificadas
únicamente en sus cojinetes. La aspiración es lateral, (horizontal); en las
bombas grandes, frecuentemente, es por abajo, aunque a veces se
transforma en lateral mediante un simple codo.
La ventaja de las bombas verticales, es que requieren muy poco espacio
horizontal que las hace insustituibles en barcos, pozos, etc; sin embargo se
necesita un espacio vertical superior suficiente para permitir su cómodo
montaje y desmontaje.
Para bombas de gran caudal, la construcción vertical resulta en general más
barata que la horizontal. Las bombas verticales se emplean normalmente en
37
aplicaciones marinas, para aguas sucias, drenajes, irrigación, circulación de
condensadores, etc.
Bombas verticales sumergidas.- El funcionamiento sumergido de las
bombas centrífugas elimina el inconveniente del cebado, por lo que el
impulsor se halla continuamente, aún parado, rodeado por el líquido a
impulsar y, por lo tanto, la bomba está en disposición de funcionar en
cualquier momento. El control de la unidad requiere únicamente la puesta en
marcha del motor de accionamiento, sin necesidad de dispositivos
adicionales de cebado previo. La aspiración, que es siempre por abajo, se
hace a una cierta profundidad con respecto al nivel libre del líquido. Si esta
profundidad es menor de lo debido, 2 ó 3 veces el diámetro del orificio de
aspiración, se pueden crear en la superficie vórtices o remolinos por cuyo
centro se introduce aire en la bomba, con la consiguiente pérdida de caudal y
deficiente funcionamiento.
El eje del que van provistas estas bombas, va guiado normalmente por
cojinetes de fricción separados a intervalos regulares (de 1,5 a 3 metros) y
lubricados por aceite, grasa, o el mismo líquido bombeado; en este último
caso, el eje se suele disponer en el interior de la tubería de impulsión vertical,
cerca del motor, en que ésta se desvía horizontalmente mediante un codo
adecuado.
38
En los casos de lubricación por grasa o aceite, el eje va dentro de un tubo
portador de los cojinetes, siendo este conjunto, a su vez, exterior o interior a
la tubería de impulsión. La otra solución tiene la ventaja de requerir un menor
espacio, siendo en ambos casos innecesaria la empaquetadura, lo que
constituye también una circunstancia muy favorable, dados los
inconvenientes que ésta lleva a veces consigo.
Las bombas sumergidas tienen la ventaja de ocupar un espacio horizontal
mínimo, sólo el necesario para acomodar el motor vertical y la impulsión,
siendo incluso ésta a veces subterránea.
Las ventajas hidráulicas son evidentes al desaparecer todos los problemas
de aspiración que constituyen el principal inconveniente en el funcionamiento
de las bombas centrífugas.
Desde un punto de vista mecánico, esta disposición presenta grandes
inconvenientes con respecto a la horizontal. Las bombas son inicialmente
más caras y su mantenimiento mucho más elevados, ya que cualquier
reparación exige el desmontaje de la bomba para izarla a la superficie.
El eje alargado, somete a los cojinetes a un trabajo duro que sobre todo, si
están lubricados por agua o líquidos sin grandes propiedades lubricantes,
hace que su vida sea corta e imprevisible.
39
Fig. 15 Bomba de eje vertical
Los tipos más importantes de bombas verticales sumergidas son:
- Las bombas de turbina verticales o de pozo profundo
- Las bombas de hélice
2.1.3.2.1 BOMBAS DE TURBINA VERTICALES.- Entre las bombas
sumergidas, las más importantes son las llamadas de pozo profundo, de
sondeo o de turbina vertical, que fueron desarrolladas para la explotación de
pozos, perforaciones y sondeos de diámetro reducido, lo que limita la altura
por etapa, e implica la utilización de bombas multicelulares para reducir el
espacio.
40
El impulsor de aspiración simple, puede ser radial o diagonal, según las
condiciones de servicio y su construcción cerrada o semiabierta. Los
impulsores semiabiertos, sin embargo, aparte de su mayor empuje axial,
hasta el 50% mayor, requieren un ajuste vertical más cuidadoso durante el
montaje. El conjunto de difusores de la bomba y la tubería de impulsión,
cuelgan del cabezal sobre el que va montado el motor. A veces, los difusores
se recubren interiormente de un esmalte especial que disminuye la rugosidad
de la fundición y las pérdidas hidráulicas consiguientes, aumentando el
rendimiento, dotando de una cierta uniformidad a las distintas unidades,
lográndose una mejor resistencia a la corrosión y a la abrasión.
La construcción de estas bombas permite montar el número de etapas
deseado, que puede llegar a 20 o más, añadiendo difusores e impulsores
semejantes uno sobre otro, lo que dota de cierta elasticidad a las
aplicaciones, con las consiguientes ventajas de estandarización,
disponibilidad de repuestos, etc; no obstante, estas bombas participan de las
desventajas mencionadas para las bombas verticales sumergidas, de ser
caras y exigir unos costes de mantenimiento elevados.
Las bombas verticales de turbina han llegado a un grado de perfección
notable con rendimientos altos y determinadas ventajas hidráulicas; aunque
empezaron siendo empleadas exclusivamente para riegos en pozos y
perforaciones, sus aplicaciones industriales aumentan cada vez más, siendo
41
en la actualidad más numerosas que las agrícolas, por lo que la
denominación de bombas de pozo profundo va desapareciendo para
adaptarse a la de bombas de turbina vertical.
Dentro de este tipo se pueden distinguir las bombas provistas de eje
alargado y accionadas por motor sumergible dispuesto inmediatamente por
debajo de la bomba o bombas buzo.
- BOMBAS DE TURBINA VERTICALES CON EL MOTOR POR ENCIMA
En estas bombas, el eje va por el interior de la tubería de impulsión, desnudo
si la lubricación es por aceite, o dentro de un tubo protector si la lubricación
es por agua de una fuente externa.
El conjunto de impulsores y eje soportado por los cojinetes de empuje están
colocados en el mismo cabezal o en la parte superior del motor, si su eje y el
de la bomba están rígidamente acoplados (motores de eje hueco).
Con estas bombas se pueden alcanzar unos 200 m.c.a., pero los problemas
que ocasionan las imperfecciones en la rectitud del eje, influyen en gran
manera en la vida de los cojinetes y en las vibraciones durante el
funcionamiento, que crecen en gran manera con la longitud del eje.
- BOMBAS DE TURBINA VERTICALES CON EL MOTOR SUMERGIDO
Con objeto de evitar las desventajas que se derivan de la excesiva longitud
del eje, en las bombas sumergidas se han desarrollado motores eléctricos
42
capaces de funcionar rodeados de líquido y de dimensiones tales que les
permite ir montados en el interior del pozo.
De esta forma, colocando los motores inmediatamente por debajo de la
bomba, desaparece la necesidad del eje, cojinetes y tubo protector, por lo
que la tubería de impulsión puede ser de menor diámetro para pérdidas de
carga semejantes.
Los motores pueden ser de funcionamiento en seco con cierre hermético, o
inundados, en cuyo caso los aislamientos han de tener características muy
especiales. Las ventajas del motor sumergido se hacen apreciables, sobre
todo, en pozos muy profundos de más de 30 m, o bien inclinados o curvados.
El espacio requerido en la superficie es, evidentemente mínimo e incluso
nulo con descarga subterránea.
Las desventajas son un menor rendimiento y menor vida del motor y la
necesidad ineludible del desmontaje total para cualquier revisión o reparación
de la bomba o del motor.
2.1.3.2.2 BOMBAS VERTICALES DE HÉLICE.
Para manejar grandes caudales con pequeñas alturas se usan, a menudo,
bombas hélice en posición vertical y funcionamiento sumergido. La
simplicidad de estas bombas llega algunas veces a ser máxima, consistiendo
43
sólo en el impulsor axial abierto provisto de un eje vertical, que gira dentro de
la tubería de impulsión.
A veces pueden llevar un difusor o algunos álabes directores; a la entrada se
pueden disponer también álabes directores con objeto de evitar o reducir una
prerotación excesiva de la vena líquida en la aspiración, que puede dar lugar
a remolinos o vórtices en la superficie del líquido.
El eje puede estar lubricado por aceite, en cuyo caso va dispuesto dentro del
correspondiente tubo protector con los cojinetes de apoyo.
El impulsor puede ir en voladizo o bien tener cojinete inferior, que aunque
constituye un pequeño estorbo para la aspiración, tiene un papel importante
dado la estrecha tolerancia radial entre el impulsor y la tubería que le rodea.
En ciertas bombas de este tipo es posible desmontar el eje y el impulsor
desde arriba, sin necesidad de retirar la tubería de impulsión, facilitándose
algo la accesibilidad y el mantenimiento, lo que es posiblemente el más grave
inconveniente de las bombas sumergidas.
44
3. CURVAS CARACTERÍSTICAS
La curva característica de una bomba centrífuga es una ecuación de la
forma, Hm = F(q), que relaciona el caudal con la altura manométrica. La
relación entre la altura manométrica y la total es:
(12)
Por lo que si a la altura total, para cada caudal q, se la resta las pérdidas de
carga interiores ∆i, Se obtienen las alturas manométricas relativas a cada
uno de los caudales q.
Fig. 16 Pérdidas en una bomba
Las pérdidas internas ∆i son de dos tipos:
- Las debidas al rozamiento del líquido, que son proporcionales al caudal
circulante q:
(13)
45
En donde k es una constante de rozamiento que depende de las
dimensiones del rodete, del estado superficial de los alabes y de la voluta,
etc.
- Las debidas a las componentes de choque que se producen cuando el
caudal que circula q es diferente del caudal de diseño qt de la forma,
(14)
Se observa que para: q = qt , son nulas; k* es otra constante que también
depende de las dimensiones del rodete, voluta, etc.
En consecuencia las pérdidas de carga interiores de la bomba son:
(15)
Las pérdidas ∆i tienen un valor mínimo para un caudal qr distinto del qt en la
forma:
Que es menor que qt. Si se representan las pérdidas de carga interiores de la
bomba ∆i en función de los caudales q, se observa que el punto B, de la
46
figura anterior, se corresponde con el caudal nominal o de diseño qt mientras
que el punto C representa el mínimo de pérdidas de carga interiores ∆i al que
corresponde un caudal qr .De todo lo visto, la ecuación de la curva
característica es:
Y, por lo tanto, su representación gráfica se obtiene, como sabemos,
restando las pérdidas internas de la altura total para cada caudal q.
Hay que tener presente que para q = 0 las pérdidas de carga internas ∆i no
son nulas, pues aunque la tubería de impulsión esté cerrada, caudal nulo, los
alabes seguirán girando y en consecuencia produciendo rozamientos que
implican pérdidas de carga.
Fig. 17 Curvas características teórica y real de una bomba centrífuga
47
Fig. 18 Curvas características teórica y real de una bomba centrífuga y pérdidas Correspondientes
3.1. VARIACIÓN DE LAS CURVAS CARACTERÍSTICAS CON LA
VELOCIDAD DE ROTACIÓN.
La altura manométrica y el caudal de una bomba varían según la velocidad
de rotación, dependiendo esta variación de las leyes de semejanza:
La ley de variación de Hm, q y n, viene a su vez definida por la ecuación de
las curvas características, de la forma:
48
En la que los valores de A y B son:
Por lo que el valor de Hm será:
Que es la ecuación de las curvas características, en la que C1 y C2 son
constantes para cada bomba y C es otra constante propia de la bomba e
independiente de la velocidad de giro.
3.2. SUPERFICIE CARACTERÍSTICA
Si la ecuación anterior se representa en el espacio tomando como ejes
ortogonales Hm, q y n, resulta una superficie que es la característica de la
bomba centrífuga, paraboloide hiperbólico; si en dicha superficie se
considera la intersección con la familia de planos paralelos al (Hm, q), es
decir, planos de ecuación, n = Cte, se obtiene una familia de parábolas que
constituyen las curvas características de la bomba, a diversas velocidades de
rotación, cuyas ecuaciones se deducen dando a n diversos valores,
parábolas que vienen determinadas por un parámetro de la forma p = C/2,
49
que para una bomba dada es constante para toda la familia de curvas
características, ya que C es independiente de la velocidad de rotación n.
Fig. 19 Representación espacial de las curvas características de una bomba
De ello se deduce que las curvas características de una bomba dada
correspondientes a distintas velocidades de rotación n son congruentes.
Si estas curvas características se proyectan sobre un plano paralelo al (Hm,
q), se obtiene una familia de parábolas congruentes, de forma que sus
máximos A1, A2, A3 ... están a su vez sobre otra parábola (OA); asimismo,
cada serie de puntos homólogos B1, B2, B3 ..., C1, C2, C3 ..., estarán sobre
otras tantas parábolas (OB), (OC), respectivamente. En efecto, dadas una
serie de curvas características de una bomba, correspondientes a
velocidades de giro n1, n2, n3 .., y si en dichas curvas se consideran los
50
máximos A1, A2, A3 ..., que corresponden a puntos homólogos (HmA1, qA1),
(HmA2, qA2), (HmA3, qA3) ..., respectivamente, las ecuaciones de semejanza
quedan en la forma:
En donde kA es una constante para todos los puntos homólogos A1, A2,
A3..., por lo que todos estarán sobre una parábola (OA) de regímenes
semejantes, (igual rendimiento), de ecuación:
En la que la constante kA se deduce conociendo uno cualquiera de estos
puntos, dividiendo la altura manométrica del mismo por el cuadrado del
caudal correspondiente. Así mismo, en cualquier otra serie de puntos
homólogos que no sean los máximos, las leyes de semejanza serían
idénticas, de la forma:
51
Que dicen que, los puntos homólogos están sobre otras tantas parábolas
cuyas ecuaciones son las indicadas en dicho sistema.
Fig. 20 Proyección sobre el plano (Hm,q) de las Curvas características de una bomba
Estas parábolas se conocen como parábolas de regímenes semejantes.
De todo ello se deduce que si se conoce la curva característica
correspondiente a un número de revoluciones n, se conocen todas las curvas
características para un número de revoluciones cualquiera. Si por ejemplo se
conoce la curva característica correspondiente a n1 rpm y el punto de
funcionamiento dado por el caudal qA1 y la altura manométrica HmA1 del punto
A1 de dicha curva característica, se determina la constante kA en la forma:
(16)
52
Y a partir de ella la ecuación de la parábola de regímenes semejantes (OA)
en la forma:
Que en la posición A2, (dado que A1 y A2 tienen el mismo rendimiento por
estar sobre la misma parábola de regímenes semejantes), permite
determinar el caudal qA2 o la altura HmA2 si se conoce n2, o viceversa,
mediante las expresiones:
En general, la curva característica suele aparecer con una ligera caída hacia
la derecha; en principio podría parecer que mejor hubiera sido horizontal,
pues permitiría regular la bomba en amplios interna los de caudales, dando
siempre la misma presión o altura de impulsión; sin embargo, el caudal se
puede regular accionando la válvula de impulsión, de forma que la variación
de presión que con esto se provoca, permite ajustar el caudal al valor
deseado. La determinación del nº de revoluciones de la nueva curva
característica de la bomba, al modificar el caudal.
53
Fig. 21 Ensayo completo de una bomba centrífuga a diferente nº de rpm.
Curvas, Hm = f (q); N = f (q); h = f (q)
54
3.3. COLINA DE RENDIMIENTOS
Una propiedad muy importante que liga los puntos A1, A2, A3..., B1, B2,
B3..., es que el rendimiento manométrico es constante para cada parábola de
regímenes semejantes, pero distinto de una serie de puntos a otra sobre la
curva característica; conviene indicar así mismo que entre los distintos
puntos de una misma curva característica de una bomba, no se verifican las
relaciones de semejanza, pues, aunque se cumple la condición de
semejanza geométrica por tratarse del mismo rodete, no se cumple la
semejanza cinemática, por cuanto los triángulos de velocidades no son
semejantes, ya que aunque el ángulo β2 del rodete es fijo para un rodete
determinado, así como la velocidad periférica u2, resulta que al ser los
caudales qA,qBqc, ... distintos, las velocidades absolutas de salida c2 también
serán distintas con ángulos a2 diferentes. Los puntos de rendimiento
manométrico máximo M1, M2..., serán, por lo tanto, puntos de una parábola
de regímenes semejantes, tal, que la tangente en estos puntos a las curvas
características correspondientes, pasan todas por los puntos b de la figura,
intersección de las rectas, Ht = A - B q, con el eje de caudales q. En efecto, si
por el punto b1 se traza una recta cualquiera arbitraria que corte a la curva
característica en dos puntos, A1 y B1, las paralelas al eje de alturas
manométricas Hm trazadas por estos puntos, determinarán en la recta, Ht = f
(q), los puntos A* y B*, y en el eje q, los A' y B' verificándose que:
55
Fig. 22 Determinación de los rendimientos en bombas centrífugas
Fig. 23 Curva de rendimiento manométrico perteneciente a una curva característica determinada
56
Lo que los puntos A1 y B1 son de igual rendimiento manométrico, de valor:
Y, por lo tanto, para cada valor del rendimiento manométrico existen, para
cada curva característica, dos parábolas de regímenes semejantes que lo
tienen, las cuales se encuentran a uno y otro lado de la parábola de
regímenes semejantes de máximo rendimiento manométrico.
Fig. 24 Colinas de rendimientos
57
Fig. 25 Curvas características de una bomba hélice y colina de rendimientos
Aunque teóricamente para un número infinito de alabes las curvas de igual
rendimiento pasan por el origen O, lo cierto es que para un número finito de
álabes, se unen tanto por la parte inferior para pequeños caudales, como por
la parte superior para grandes caudales, dando origen a unas curvas
cerradas cuyo conjunto forma lo que se denomina colina de rendimientos.
La justificación de este hecho radica en que cada rodete tiene un rendimiento
máximo para una velocidad de giro determinada, por lo que los rendimientos
reales para z álabes serán tanto más pequeños que los correspondientes
teóricos (∞ álabes) cuanto más se aleje la velocidad de giro de la óptima de
funcionamiento correspondiente al rendimiento máximo de la bomba.
58
Hay que tener en cuenta que los gráficos de la colina de rendimientos, dan
las alturas manométricas y los rendimientos en función de los caudales, para
todas las posibilidades de funcionamiento de la bomba centrífuga con
velocidades de giro variables; sin embargo la bomba tiene que girar a la
velocidad que proporcione el motor al que está acoplada por lo que sus
posibilidades de funcionamiento se tienen que adaptar a las de la curva
característica correspondiente a dicha velocidad de giro.
3.4. PUNTO DE FUNCIONAMIENTO
El régimen de trabajo de una bomba centrífuga viene determinado por el
punto de intersección de la curva característica de la bomba y de la tubería, y
por eso, al ser la característica de la tubería invariable, salvo que se actúe
sobre la válvula de impulsión, el cambio del número de revoluciones de la
bomba provoca el desplazamiento del punto de trabajo a lo largo de la
característica de la tubería. Si por la tubería se trasiega el líquido de un nivel
inferior a otro superior, y la característica de la tubería tiene la forma indicada
en la figura, el cambio de revoluciones de la bomba de n1 a n2 provoca el
desplazamiento del punto de funcionamiento sobre la característica de la
tubería de A a B, que pertenecen a distintas parábolas de regímenes
semejantes, por lo que no es posible aplicar las fórmulas de semejanza de
los regímenes por cuanto no se mantiene el rendimiento.
59
En consecuencia hay que hallar un punto C sobre la curva característica
inicial a n1, intersección con la parábola de regímenes semejantes que pasa
por B; el punto C es de igual rendimiento que el B, y una vez hallado el
caudal qC, se pueden aplicar las fórmulas de semejanza entre B y C,
y así hallar el número de revoluciones n2 .
Como parece natural, las bombas centrífugas se construyen para que
funcionen en condiciones de rendimiento máximo y, por lo tanto, en su
elección parece lógico pensar que para una tubería de impulsión
determinada, no sirva cualquier bomba, sino aquella que cumpla
precisamente con la premisa de que su zona de máximo rendimiento,
coincida con la inmediata al punto de funcionamiento.
3.4.1. SITUACIÓN DEL PUNTO DE FUNCIONAMIENTO SOBRE LA
CURVA CARACTERÍSTICA DE LA BOMBA.
La figura muestra dos curvas características (Hm , q) para dos diámetros de
rodete, máximo y mínimo, que pertenecen a la misma bomba, y en la que se
han fijado unos puntos de funcionamiento con particularidades muy
diferentes.
60
Fig. 26 Puntos de funcionamiento
Fig. 27 Situación del punto de funcionamiento
3.4.1.1. Punto de funcionamiento situado sobre la curva de diámetro
máximo del rodete impulsor.- Esta bomba no tiene posibilidades de
aumentar su caudal y altura para el caso de verificarse una alteración en las
pérdidas de carga de la tubería o se requiera una ampliación de capacidad
de la instalación, ya que no dispone de un rodete de mayor diámetro..
3.4.1.2. Punto de funcionamiento situado sobre la curva de diámetro
mínimo del rodete impulsor.- Esta bomba está muy sobredimensionada
61
para las condiciones de operación exigidas, por lo que su precio no será muy
competitivo.
3.4.1.3. Punto de funcionamiento muy a la izquierda de la línea de
máximo rendimiento.- La bomba está sobredimensionada, ya que si la
bomba genera una carga elevada, la pérdida de energía será notoria (bajo
rendimiento).
3.4.1.4. Velocidad específica alta.- Para bombas de alta velocidad
específica nq y gran caudal, un alto desplazamiento a la izquierda del punto
de funcionamiento respecto del de máximo rendimiento implica:
- Un alto esfuerzo radial que puede provocar el contacto entre rodete y
carcasa con el consecuente deterioro de la bomba
- Un calentamiento del líquido (por bajo rendimiento), que afecta al aumento
de su tensión de vapor y, por lo tanto, una disminución del NPSHd en la
aspiración de la bomba con una posible cavitación.
3.4.1.5. Velocidad específica baja.- Si la bomba genera una carga muy
baja, siendo pequeña su velocidad específica, se intercala entre las bridas de
aspiración y de impulsión de la bomba un by-pass que recirculará la
diferencia entre el caudal impulsado por la bomba y el requerido por el
proceso. Esto se puede llevar a cabo siempre que no se encuentre en el
62
mercado una bomba competitiva que alcance el caudal de operación sin
requerir intercalar el by-pass.
3.4.1.6. -Punto de funcionamiento situado ligeramente a la izquierda de
la línea de máximo rendimiento.-Curva de funcionamiento por debajo de la
correspondiente a diámetro máximo; cuando se requiera un aumento de la
altura creada por la bomba como consecuencia de un incremento en la
pérdida de carga de la tubería, se instala un rodete de diámetro mayor y así
se alcanzan las nuevas condiciones de operación. Un aumento del caudal
desplazaría el punto a la derecha por lo que el rendimiento se incrementaría
y tendería al de funcionamiento óptimo.
3.4.1.7 Punto de funcionamiento a la derecha de máximo rendimiento.-
Bombas subdimensionadas, ya que al incrementar el caudal disminuye el
rendimiento. Para bombas de alta velocidad específica y gran caudal, un alto
desplazamiento del punto de funcionamiento a la derecha de la zona de
máximo rendimiento implica un alto esfuerzo radial que puede provocar el
contacto entre partes móviles y fijas de la bomba con su consecuente
deterioro.
3.5. ZONAS DE INESTABILIDAD DE LAS CURVAS CARACTERÍSTICAS
Las curvas características, Hm = A - B q – Cq2, tienen un máximo de Hm para
un caudal q ≠ 0.
63
Las pérdidas de carga internas, que son proporcionales al cuadrado del
caudal, no se anulan para, q = 0, y tienen un valor mínimo para el caudal de
trazado qt, lo cual permite concebir que, cuando la curva de pérdidas
internas ∆i presente una fuerte curvatura, el máximo de las curvas
características se desplazará hacia la derecha del punto correspondiente al
caudal nulo, pudiéndose comprobar que la altura manométrica proporcionada
por un caudal nulo H0 es inferior a la altura manométrica Hmc que define un
punto C de la curva característica, que representa el máximo de la curva.
En ciertas condiciones de funcionamiento, la zona situada a la izquierda del
punto máximo de la curva característica es inestable, provocándose para
puntos de funcionamiento comprendidos en esta zona fluctuaciones del
caudal y de la altura manométrica que pueden motivar, incluso, la
imposibilidad de bombeo.
En principio, una bomba cuya curva característica presente un máximo,
puede cumplir perfectamente con las condiciones de operación y
regulaciones impuestas, que se efectúan, generalmente, mediante
estrangulación sobre una válvula, lo que permite modificar la curva
característica de la tubería por variación del caudal.
Cuando la carga de la tubería tenga una alta componente estática, el punto
de arranque podría estar muy cerca del punto de corte o parada.
64
Si la curva de la bomba presenta un máximo, pueden ocurrir dos fenómenos.
- A la izquierda del máximo, la intersección de la curva característica de la
tubería S con la de la bomba queda muy indefinida, lo que puede originar
una fluctuación del caudal y altura del sistema entre los valores (q2 - q1 )
y (Hm2 - H m1 ) que se puede traducir en fuertes golpeteos sobre la
máquina con su consiguiente deterioro.
- En las se observa que la curva característica de la tubería se puede
modificar actuando sobre la altura geométrica (nivel del depósito
variable), o actuando sobre la válvula de impulsión de la tubería variando
las pérdidas de carga de la misma. Si la perturbación se produce, por
ejemplo, porque el depósito se está llenando, una vez que la bomba está
actuando, se pueden originar dos puntos de funcionamiento A1 y A2 , de
los que sólo el A2 tiene sentido ya que como el depósito se está llenando,
su altura va aumentando, por lo que vamos de A2 hacia arriba.
65
Fig. 28 Zona inestable con fluctuaciones
Si se actúa sobre la válvula de impulsión, cerrándola paulatinamente, el
caudal disminuye, por lo que aumentan las pérdidas de carga en la tubería
manteniendo la misma H. Se observa que, cuando el caudal sea qA' , si se
cierra algo más la válvula la bomba dejará de impulsar, ya que la altura
mano-métrica de la tubería sería superior a la que la bomba puede generar,
no impulsándose ningún caudal por cuanto no se cortan las curvas
características de la tubería y de la bomba.
3.6. CASOS PARTICULARES.- Los inconvenientes de la presencia del
máximo de la curva característica de la bomba, o lo que es lo mismo, del
intervalo inestable, se pueden resumir en las siguientes situaciones
3.6.1. Rápido crecimiento del consumo.- Si se considera que la bomba
alimenta un depósito elevado a nivel constante, siendo B el punto de
66
funcionamiento, proporciona un caudal qB a una altura manométrica Hm. Si
en un instante dado se produce un crecimiento rápido del consumo de forma
que éste supera el caudal qB suministrado por la bomba a n constante, la
altura manométrica correspondiente al nivel del depósito decrecerá desde
HmB hasta HmB' , y en esta nueva situación de equilibrio dinámico, la bomba
suministrará un caudal qB' inferior al primitivo qB ; de esta forma, al mantener
un consumo superior al caudal impulsado por la bomba, y suministrar ésta un
caudal inferior qB' , el nivel del depósito seguirá descendiendo a ritmo cada
vez más acelerado, de forma que, cuando su altura manométrica llegue al
valor H0 , la bomba dejará de suministrar caudal.
Fig. 29 Rápido crecimiento del consumo
3.6.2. Disminución rápida del caudal suministrado por la bomba.- Si por
cualquier circunstancia, cuando la bomba esté funcionando en el punto B,
disminuye repentinamente el caudal impulsado por la misma, por ejemplo, a
consecuencia de una irregularidad en la alimentación eléctrica del motor que
67
acciona la bomba, con la subsiguiente disminución de su velocidad de giro,
pero manteniendo constante el consumo, igual al primitivo qB , resulta que al
disminuir el caudal proporcionado por la bomba, pasando del qB al qB' , la
altura del depósito descenderá, bajando a su vez la altura manométrica, y
como el consumo se mantiene constante, el nivel del depósito descenderá a
ritmo cada vez más acelerado, hasta llegar a una altura manométrica Ho , en
cuyo instante, y al igual que en el caso anterior, la bomba dejará de
funcionar,
Fig. 30 Disminución rápida del caudal suministrado por la bomba
3.6.3. Disminución rápida del consumo.- Si cuando la bomba está
funcionando en el punto B, disminuye rápidamente el consumo, al ser éste
inferior al caudal enviado por la bomba, el nivel del depósito se elevará, y por
lo tanto, la altura manométrica que tiene que vencer la bomba que será
mayor que HmB .
68
Al crecer la altura manométrica aumenta el caudal enviado por la bomba; el
nivel del depósito asciende a un ritmo cada vez más acelerado, al ser cada
vez mayor la diferencia entre el caudal suministrado y el consumo,
llegándose así a una altura manométrica HmC, correspondiente al máximo de
la curva característica, pero el nivel del depósito, y por lo tanto la altura
manométrica, seguirán creciendo por encima de la altura manométrica
máxima HmC que puede suministrar la bomba.
En el momento en que la altura manométrica correspondiente al depósito sea
superior a la altura manométrica máxima proporcionada por la bomba HmC ,
ésta dejará de suministrar caudal, y pasará al punto A de la curva
característica correspondiente a caudal nulo; como la altura Ho es inferior a
la HmC , y ésta a la del depósito, se invertirá el sentido de la circulación,
descargándose el depósito a través de la bomba, hasta que su altura
manométrica descienda hasta el valor Ho en cuyo instante la bomba dejará
de funcionar.
Fig. 31 Disminución rápida del consumo
69
3.6.4. Incremento rápido del caudal proporcionado por la bomba..
Supongamos que la bomba está trabajando en el punto B; si por una
anomalía aumentan las rpm del motor que la acciona, se pasará a otra curva
característica, creciendo la altura manométrica y el caudal suministrado por
la bomba, y en el supuesto de que el consumo se mantenga constante, se
elevará el nivel del depósito, lo que a su vez motiva en la bomba nuevos
puntos de funcionamiento con alturas manométricas cada vez mayores que,
a su vez, implican una elevación del nivel del depósito, hasta alcanzar el
correspondiente
A la altura manométrica máxima H'mC' que podría alcanzar la bomba para el
nuevo número de revoluciones.
Fig. 32 Incremento rápido del caudal proporcionado por la bomba
70
Pero, como en el caso anterior, el nivel del depósito seguirá creciendo
proporcionando alturas manométricas por encima de la máxima de la bomba;
en el instante en que la correspondiente al depósito supera a la de la bomba,
ésta dejará de suministrar caudal, pasándose a un punto de la curva
característica, correspondiente a caudal nulo, invirtiéndose la circulación en
la tubería de impulsión, descargándose el depósito a través de la bomba,
hasta que se alcance la altura manométrica correspondiente a caudal cero,
H'o , en cuyo momento la bomba dejará de funcionar.
A veces, cuando las curvas características de la bomba son planas en la
zona inestable, o que presentan un máximo, se puede aumentar su
inclinación en la zona estable por motivos de regulación, mediante la
instalación de un diafragma en la brida de impulsión, lo que provoca una
pérdida de carga en la bomba, que si bien por un lado cumple con el objetivo
de conseguir una inclinación óptima de la curva característica, por otro
acarrea las siguientes desventajas:
- Caída de rendimiento de la bomba que supone una pérdida de potencia
- Si el líquido lleva en suspensión partículas abrasivas, éstas irán
aumentando el diámetro interno del diafragma disminuyéndose con el
tiempo el efecto perseguido.
- En el caso de líquidos corrosivos, el diafragma se fabrica con aleaciones
especiales, lo que puede encarecer considerablemente la bomba.
71
- La instalación de un diafragma requiere montar un rodete impulsor de
diámetro superior al que correspondería sin que se colocase el
mencionado diafragma.
Fig. 33 Diafragma
El punto a de esta figura corresponde a las condiciones de caudal qa y altura
Hma requeridos. La c.c. A es la correspondiente a un diámetro del rodete
impulsor dA que cumple con las condiciones del punto de funcionamiento a
pero a la que hay que aumentar la inclinación; para lograrlo se fija un
diámetro del rodete impulsor dB superior, que genere la c.c. B de forma que
al instalar en la bomba un diafragma, la c.c. B pase a ser la c.c. C, (de +
diafragma).
Por lo que respecta al caudal no es conveniente hacer funcionar una bomba
con un caudal muy bajo, ya que como el mismo líquido actúa de refrigerante,
si el caudal no es suficiente hay peligro de calentamiento. Si el caudal es
muy grande las pérdidas de presión a lo largo de la tubería de aspiración
72
pueden ser elevadas, llegando un momento en que la presión a la entrada se
hace igual a la presión de vapor del líquido y la NPSHd se hace igual a cero;
a partir de ese punto se produce cavitación al existir burbujas de vapor dentro
de la bomba; por lo tanto, existe otro límite en cuanto al caudal máximo, por
encima del cual la bomba no puede operar.
En la curva de potencia aplicada a la bomba se observa que ésta aumenta
con el caudal, por lo que a caudales grandes se puede llegar a sobrecargar
el motor, si éste no está suficientemente sobredimensionado. Todo esto
delimita la zona de funcionamiento de la bomba.
Fig. 34 Curvas características para densidades distintas
73
3.6.5. Influencia de la densidad
El caudal y la altura de impulsión, en metros de columna de líquido, que
puede desarrollar una bomba centrífuga vienen dados por la curva
característica de la misma.
Ambas magnitudes son invariables mientras se mantenga constante la
velocidad de giro del rodete; si los líquidos a bombear son distintos, la altura
manométrica conseguida será la misma para los dos líquidos, si se mantiene
el mismo nº de revoluciones.
De las dos columnas de líquido de igual altura manométrica, la
correspondiente al más denso ejerce una mayor presión sobre la brida de
impulsión; si hay que impulsar una misma cantidad de líquido a una misma
altura, la energía necesaria será tanto mayor cuanto más pesado sea éste,
por lo que una variación de la densidad del líquido a bombear hará variar la
presión en la brida de impulsión y la potencia a aplicar a la bomba.
Si se observan la curva característica (Hm- q), la curva de rendimiento y la
curva de potencia, las dos primeras son comunes, independientemente de la
densidad del líquido, pero la curva de potencia varía desplazándose hacia
abajo puesto que al disminuir la densidad se necesita menor potencia; lo
mismo ocurre con las curvas de presión.
74
3.7. RELACIONES ENTRE ALGUNAS VARIABLES DE
FUNCIONAMIENTO
Si se supone una bomba que alimenta un depósito superior y se abre la
válvula de impulsión, la presión disminuye y la altura manométrica también,
aumentando el caudal, por lo que al ser la presión en la brida de aspiración
de la bomba la misma, la presión diferencial (pimp – pasp) será menor. Si se
abre la válvula de aspiración aumentará la presión en la brida de aspiración
de la bomba, disminuyendo la presión diferencial y la altura manométrica,
aumentando el caudal; regulando la presión en la brida de impulsión de la
bomba por medio de la válvula, se consigue el caudal deseado. Si la
velocidad del rodete es constante, un aumento del caudal supone un
esfuerzo mayor para bombearlo a la misma velocidad lo que implica un
aumento de la potencia.
En el arranque la potencia consumida por el motor es muy grande;
inicialmente el rendimiento es nulo, y aunque la potencia en el motor sea
máxima, la utilizada por la bomba es mínima, siendo el caudal prácticamente
nulo.
En cuanto a la bomba hay que tener cuidado de que el caudal no baje del
mínimo para evitar calentamientos en el rodete, así como no superar el
máximo para evitar la cavitación o se queme el motor. Este aumento de
caudal por encima del máximo puede suceder no sólo por una disminución
excesiva de la presión de salida de la bomba, sino también por un aumento
75
excesivo de la presión de entrada. Lo que interesa es mantener siempre una
presión diferencial correcta buscando el caudal óptimo.
Por lo que respecta a la densidad del líquido, la curva característica no se
modifica al variar la densidad; para una misma posición de las válvulas, si
cambiamos un líquido por otro de densidad menor, el caudal va a seguir
siendo el mismo, y la altura manométrica también, pero la presión en la brida
de impulsión de la bomba va a ser menor, proporcional a la relación entre las
densidades, por lo que la presión diferencial será menor, y la curva de
presión diferencial en función del caudal se desplaza hacia abajo. En cuanto
a la potencia, es evidente que para manejar el mismo caudal de un líquido
menos denso, la potencia será menor.
3.8. INFLUENCIA DE LA VELOCIDAD DE GIRO DE LA BOMBA, EN LA
CORRECCIÓN PARCIAL DE LA ZONA INESTABLE DE SUS CURVAS
CARACTERÍSTICAS.
Los ejemplos anteriores ponen de manifiesto algunas de las anomalías en el
funcionamiento de una bomba, motivadas por la existencia de un tramo de
curva característica creciente (zona inestable). Resulta obvio que, para
subsanar estos fallos, es necesario eliminar esta parte de dicha curva
característica, o zona inestable, utilizando únicamente la zona decreciente o
zona estable. Un aumento del número de revoluciones de la bomba puede
corregir parcialmente el defecto de la presencia de un máximo C de la curva
76
característica, de forma que se pueda llegar a anular, incluso, la zona
inestable. Sabemos que la ecuación de las curvas características es:
En la que tanto C1 como C2 son constantes para cada bomba, y C es otra
constante que sabemos depende de las pérdidas de carga internas y es
independiente del número de rpm de la bomba.
La altura total Ht de la bomba es:
Que sabemos es una recta cuya inclinación aumenta cuando crece el
número de revoluciones de la bomba, ya que al ser la ordenada en el origen
de la forma, A = C1 n 2, crece con el cuadrado de la velocidad de giro,
mientras que la abscisa para Ht = 0 crece solamente con n de la forma:
Fig. 35 Influencia de la velocidad de giro en la corrección parcial de la zona inestable
77
(17)
Ahora bien, cuando la inclinación de la recta Ht aumenta, (por aumentar n), el
máximo C1 de la curva característica para n1 rpm:
Se desplazará hacia la izquierda, pudiendo incluso llegar a coincidir con el
punto A2 de caudal nulo, para n2 rpm mayor que n1 rpm.
El valor de la altura manométrica Hm se puede poner en la forma:
Y al representarla para n1 y n2 se han obtenido las curvas características (A1
C1 D1) y (A2 C2 D2), respectivamente, observándose que la curva
característica (A1 C1 D1) correspondiente a n1 rpm, tiene una zona inestable
(A1 C1), mientras que la curva característica (A2 C2 D2) correspondiente a n2
mayor que n1, no tiene un máximo de tangente horizontal y, por lo tanto, no
existe en ella zona inestable. Si no se consigue hacer desaparecer
totalmente la zona inestable de la curva característica, lo que se suele hacer
es utilizar la bomba en puntos de funcionamiento situados a la derecha del
máximo, que es la zona donde se tiene el máximo rendimiento, zona estable,
78
en la que los puntos de funcionamiento realizan una autorregulación entre los
caudales aportados y consumidos.
Si la curva característica no tiene zona inestable, la máxima altura
manométrica Hm0 se produce para caudal nulo. Para este caso, se pone de
manifiesto el papel de la autorregulación, por cuanto si, repentinamente, se
produce una importante disminución del consumo, el nivel del depósito crece
rápidamente, llegándose a un punto de equilibrio N, situado a la izquierda del
punto de funcionamiento primitivo M; si el depósito llegara a alcanzar un nivel
de altura Hm0 correspondiente al máximo de la curva característica, el
depósito no descargaría nunca a través de la bomba, ya que desde el
momento en que la altura del nivel del depósito alcanzase o superase la
altura manométrica Hm0 el caudal impulsado por la bomba se anularía, de
forma que su punto de funcionamiento pasaría rápidamente al punto de
caudal nulo y máximo de la curva. Al cesar el caudal de la bomba, el nivel del
depósito comienza a descender, y cuando éste sea inferior a Hm0, la bomba
proporcionará caudales crecientes con el descenso del depósito, de forma
que se establece un equilibrio en el que se vuelven a igualar el caudal
aportado y el consumido.
79
4. SELECCIÓN BOMBAS CENTRIFUGAS
Al seleccionar bombas para una aplicación dada, tenemos varias bombas
entre las que elegir. Haremos lo posible para seleccionar una bomba que
opere con un rendimiento relativamente alto para las condiciones de
funcionamiento dadas.
Los parámetros que se deben investigar incluyen la velocidad específica Ns,
el tamaño D del impulsor y la velocidad de operación n. Otras posibilidades
son el uso de bombas multietapa, bombas en serie, bombas en paralelo, etc.
Incluso, bajo ciertas condiciones, limitar el flujo en el sistema puede producir
ahorros de energía.
El objetivo es seleccionar una bomba y su velocidad de modo que las
características de funcionamiento de la bomba en relación al sistema en el
cual opera sean tales que el punto de funcionamiento esté cerca del PMR
(punto de máximo de rendimiento). Esto tiende a optimizar el rendimiento de
la bomba, minimizando el consumo de energía.
El punto de operación puede desplazarse cambiando la curva características
de la bomba, cambiando la curva característica del sistema o cambiando
ambas curvas. La curva de la bomba puede modificarse cambiando la
80
velocidad de funcionamientos de una bomba dada o seleccionando una
bomba distinta con características de funcionamiento diferentes. En algunos
casos puede ser una ayuda ajustar el impulsor, es decir, reducir algo su
diámetro, alrededor de un 5 por 100, mediante rectificado. Este impulsor más
reducido se instala en la cubierta original. La curva característica del sistema
puede cambiarse modificando el tamaño de la tubería o estrangulando el
flujo.
Una complicación que se presenta a menudo es que los niveles de ambos
extremos del sistema no se mantienen constantes, como ocurre si los niveles
de los depósitos fluctúan. En tal caso es difícil alcanzar un rendimiento alto
para todos los modos de funcionamiento. En casos extremos a veces se
utiliza un motor con velocidad variable.
La selección de bombas para transportar un fluido desde un punto A a otro
punto B, se hace teniendo conocimiento de:
• El líquido que se va a manejar
• Las presiones de succión y descarga
• La presión total convertida a cabeza
• La temperatura del fluido a manejar
• La presión de vapor del fluido
• La viscosidad del fluido a condiciones de operación
• La gravedad específica a condiciones de operación
81
Existe una gran variedad de tipos de bombas por lo que el Ingeniero de
proceso deberá investigar para tener una buena idea del rango de
aplicabilidad de estas bombas, lo que le permitirá hacer una buena selección
para el servicio requerido. Las bombas se fabrican en tamaño estándar. Lo
fundamental para cada caso es seleccionar el tamaño y tipo que mas se
ajuste a las necesidades del proceso.
4.1. OPERACIONES CON BOMBAS
4.1.1. PARALELO: Se usan así para dividir el flujo entre dos o más bombas
pequeñas en lugar de una grande. Al operar en paralelo tendrán la misma
presión de descarga. La curva característica se obtiene sumando las
capacidades para una misma cabeza. Las bombas pueden ser de diferente
capacidad.
4.1.2. SERIE: Algunas veces es ventajoso o económico Utilizar dos o más
bombas en serie para alcanzar la presión de descarga deseada, en este caso
la capacidad está limitada por la capacidad de la bomba más pequeña. La
presión de descarga de la última bomba es la suma de las presiones de
descarga individuales.
82
Las bombas deben contar con una región de operación preferida del 80-
110% de su mejor capacidad de eficiencia con el impulsor suministrado. La
capacidad establecida se debe encontrar dentro de la región de operación
permisible de la bomba del 70-120% de la mejor capacidad de eficiencia del
impulsor suministrado.
El punto de mejor eficiencia de operación de la bomba para el impulsor
suministrado se debe encontrar preferiblemente en la región de operación
preferida de la bomba. Las capacidades de las bombas centrifugas varían
desde 2 a 100.000 GPM y cabezas de descarga desde unos cuantos pies
hasta miles de LBS/PLG2.
Las ventajas principales de la bomba centrífuga son su simplicidad, baja
inversión, flujo uniforme, poco espacio requerido, bajo costo de
mantenimiento, un bajo ruido en operación y facilidad de adaptarse a
accionadores de motor o turbina.
4.2. PROCEDIMIENTO PARA ESPECIFICACIÓN DE UNA BOMBA
• Determinar el flujo requerido por el proceso. Se deben considerar futuras
expansiones.
• Determinar las propiedades críticas del fluido.
83
• Calcular las condiciones de succión disponibles: Presión máxima
Y normal de succión, NPSHD.
• Calcular la presión normal requerida de descarga de la bomba.
• Calcular la Presión Diferencial requerida y convertirla a cabeza.
• Determinar la Presión y Temperatura de diseño requerida.
• Seleccionar el tipo de bomba y accionador.
• Seleccionar los materiales de construcción.
• Determinar los requerimientos de bombas auxiliares.
• Seleccionar el tipo de sello y determinar requerimientos para Flushing
externo de acuerdo a los planes del código API.
4.3. CARGA
Es un término empleado para expresar una forma del contenido de energía
de un liquido, por unidad de peso del liquido, referido a un nivel arbitrario o
energía por libra de fluido, la conversión equivalente de presión (en Pa o psi)
en columnas de agua (mts) a una gravedad específica igual a 1.00.
Este término es comúnmente usado para representar la altura vertical de una
columna estática de fluido, correspondiente a la presión del fluido en el punto
de referencia. También puede considerarse como la cantidad de trabajo
necesario para mover un líquido desde su posición original a una posición
requerida. En este caso, el término incluye el trabajo extra necesario para
vencer la resistencia a fluir en la línea.
84
4.4. CARGA TOTAL
La carga total de un sistema contra la cual debe operar una bomba está
compuesta de los siguientes componentes:
4.4.1. Carga estática: Se refiere a la diferencia de elevación. Hay tres tipos
de carga estática:
- Carga estática total, que es la diferencia entre el nivel del líquido de
descarga y el nivel del líquido de succión.
- Carga estática de succión, que es la diferencia entre la línea del
centro de la bomba y el nivel del líquido de succión.
- Carga estática de descarga, que es la diferencia entre el nivel del
líquido de descarga y la línea del centro de la bomba.
4.4.2. Diferencia de presiones que existen en el líquido: como la presión
de vapor.
4.4.2.1. Carga de fricción: Es la carga equivalente en metro de líquido
bombeado, que es necesaria para vencer las pérdidas de fricción
causadas por el flujo del líquido a través de la tubería incluyendo
todos los accesorios. Varía con:
- La cantidad de flujo
- El tamaño, tipo y condición de la tubería y accesorios
- El carácter del líquido bombeado
85
4.4.2.2. Pérdidas de entrada y salida: La mayor parte de veces, el líquido
bombeado viene de un tanque de alguna forma; el punto de conexión de la
tubería de succión a la pared, se llama entrada de la tubería de succión, la
pérdida por fricción en ese punto se llama “pérdida de entrada”. Del mismo
modo existe una “pérdida de salida” en el punto salida de la tubería de
descarga.
4.4.2.3. Elevación correspondiente a la velocidad: Es la energía cinética
de un líquido en cualquier punto (Kg.-m /Kg. líquido), si un líquido se está
moviendo a cierta velocidad, la elevación correspondiente a la velocidad es
equivalente a la distancia que la masa de agua tendría que caer para adquirir
esa velocidad.
4.4.3. CARGA TOTAL DE SUCCIÓN Y ELEVACIÓN DE SUCCIÓN (hs)
Se define como la carga estática en la línea de succión de la bomba arriba de
la línea del centro de la bomba menos todas las pérdidas de carga por
fricción para la capacidad que se considera, más cualquier presión que exista
en el abastecimiento de la succión. La elevación de succión es la carga
total de succión negativa medida abajo de la presión atmosférica.
4.5. PRESIÓN DE SUCCIÓN
Nivel de Referencia
La presión de succión es calculada y especificada para un nivel de referencia
86
arbitrario 2 pies por encima del nivel del piso. Este valor es típico para la
línea central del eje de la mayoría de las bombas. Para bombas de gran
capacidad se debe revisar valor.
Este nivel requiere especial atención en los siguientes casos:
- Bombas verticales en línea a instalar en tuberías elevadas.
- Bombas verticales para pozos profundos o manejo de condensados, que
están localizados con respecto al nivel de la superficie del agua y no con
respecto al piso.
Nivel en vasijas para determinar NPSHd
- Tambores: mínimo nivel de operación.
- Vasijas verticales: línea tangente.
4.5.1. MÁXIMA PRESIÓN DE SUCCIÓN
Este valor se obtiene sumando:
- Presión de ajuste de la válvula de seguridad de la vasija de la cual esta
succionando la bomba.
- la caída de presión desde la válvula de seguridad hasta el punto donde el
líquido es mantenido.
- cabeza estática del líquido, tomando el máximo nivel de la vasija de
donde succiona la bomba.
Nota: las pérdidas por fricción en la succión no se tienen en cuenta porque la
máxima condición de succión ocurre cuando el flujo a través de la bomba es
cero, causado por un bloqueo aguas abajo.
87
4.6. NPSH (carga neta positiva de succión):
Es la carga disponible, medida en la abertura de succión de la bomba. Es la
carga total de succión menos la presión de vapor del líquido. Una bomba
operando con elevación de succión manejará un acierta capacidad máxima
de agua fría sin cavitación. La NPSH o cantidad de energía disponible en la
boquilla de succión de esa bomba es la presión atmosférica menos la suma
de la elevación de succión y la presión de vapor del agua. Para manejar esta
la misma cantidad se debe disponer de la misma cantidad de energía.
4.6.1. TIPOS DE NPSH
4.6.1.1. NPSH Requerida: es una característica individual de cada bomba y
es determinado experimentalmente por el fabricante. Representa la cabeza
requerida por el liquido para fluir sin vaporizarse desde la brida de entrada de
la bomba hasta un punto dentro del ojo del impulsor, donde los alabes
comienzan a impartir energía al liquido.
Es función del diseño del impulsor, de la charcaza y de la velocidad.
NPSHd > NPSHr
4.6.1.2. NPSH Disponible: Es una característica del sistema en el que
trabaja una bomba centrífuga, representa la diferencia entre la carga de
succión absoluta existente y la presión de vapor a la temperatura dominante.
88
El NPHSd es función de las condiciones existentes en el sistema del
líquido bombeado y de los cambios de presión y temperatura a lo largo de la
línea de succión. Y también es función de la geometría del sistema, la rata de
flujo y las condiciones del líquido que se tendrán durante la operación de la
bomba.
4.6.2. DETERMINACIÓN DEL NPSH DISPONIBLE
Para determinar el NPSHd es conveniente seguir los siguientes pasos:
- Hacer un programa detallado (isométrico) del sistema de succión
incluyendo las características del sistema, a saber: diámetro de tubería
accesorios, filtros y elevaciones.
- Determine la presión estática absoluta sobre la superficie del líquido,
expresada en pies del liquido ((pt + patm) (2.31))/g especifica
- Determine correctamente la presión de vapor del líquido a la temperatura
de bombeo, expresada en pies del líquido: (Pvapor x 2,31)/g especifica
- Determine la cabeza estática de succión o altura de aspiración estática.
- Calcule las pérdidas de presión por fricción en la línea de succión
(tubería, accesorios, filtros) expresada en pies del líquido.
4.6.3. BOMBAS CON BAJO REQUERIMIENTO DE NPSH - NPSHR
Ventajas:
- permite reducir la elevación de la vasija de succión, con los
89
correspondientes ahorros económicos.
- Permite el uso de una sola bomba en servicios de altos flujos, lo cual
generalmente minimiza el costo total del sistema de bombeo.
- Los efectos de la cavitacion tienden a ser moderados con relación a las
bombas de alto NPSHr.
- Implica tamaños de bomba más pequeños y menor potencia (bhp) que
con bombas de alto NPSHr, lo cual se traduce en ahorro de energía y
costos de inversión.
Desventajas:
- La curva de cabeza - capacidad cae con mayor pendiente, por lo cual
requiere especiales controles.
- La eficiencia tiende a ser óptima para flujo normal pero baja para flujos
diferentes.
- Hay limitación en proveedores y modelos, dado que requieren esfuerzos
extras en la ingeniería.
- Es aconsejable hacer pruebas de desempeño para verificar los
ofrecimientos del proveedor.
- Implica altas velocidades específicas de succión con sus
correspondientes problemas.
4.7. CARGA DE DESCARGA
Es la altura de elevación medida en la boquilla de la descarga. Es la suma
90
algebraica de la descarga estática, las pérdidas por fricción a la capacidad
que se esta considerando, la pérdida de la salida en el extremo de la línea de
descarga y la carga ternita o presión.
4.7.1. Cabeza Estática de Descarga - H2
Es la distancia vertical desde el nivel de liquido en la vasija de
descarga o el punto donde se entrega el liquido (punto de descarga libre),
hasta la línea del eje de la bomba, expresada en pies.
Fig. 36
Esta constituida por los siguientes factores:
- Presión estática absoluta de la vasija o sistema donde se entrega el
líquido.
- Cabeza estática de descarga.
- Perdidas de presión por fricción en tuberías y accesorios.
91
- Caída de presión en: orificios de medición, válvulas de control, hornos,
intercambiadores de calor, boquillas de distribución, mezcladores, etc.
4.7.2. Esquema para calcular la Cabeza Estática de Descarga - H2
- Hacer diagrama detallado (isométrico) del sistema de descarga,
incluyendo todas las características del sistema: diámetro tubería,
accesorios, platinas de orificio u otros sistemas de medición, válvulas de
control, equipos (hornos, intercambiadores, filtros, mezcladores,
oquillas de distribución), elevaciones.
- Determine la presión estática absoluta de la vasija o sistema donde le
entrega el líquido, expresado en pies de líquido: (p2 + pat) 2,31/ge
- Determine la cabeza estática de descarga, en pies: h2 (puede ser
negativa).
- Determine todas las pérdidas de presión en la descarga: fricción en
tuberías y accesorios, p en orificios, p en equipos (hornos, mezcladores,
boquillas, intercambiadores). p en válvulas de control: expresadas en pies
de Líquido: hfd (∆ p.2, 31)/ ge
4.7.3. Presión De Descarga
La presión de descarga es la suma de los requerimientos de presión de tres
tipos diferentes:
92
4.7.3.1 Estática: independiente de la rata de flujo
- Presión de operación de la vasija en la cual la bomba esta descargando
el fluido.
- Presión atmosférica, si la bomba entrega a un tanque o vasija que
opera a presión atmosférica.
- Presión del sistema al cual la bomba esta descargando.
- La diferencia de elevación entre el eje de la bomba y el máximo nivel del
líquido de la vasija donde descarga la bomba.
- La diferencia de elevación entre el eje de la bomba y el sistema al cual
descarga la bomba.
4.7.3.2. Cinética depende de la rata de flujo Caída de presión a través de:
- equipos de proceso en el circuito de descarga (intercambiadores
reactores, hornos, filtros, torres, tambores, etc.).
- boquillas de inyección. alto p para atomización/sujetas a
ensuciamiento.
- orificios para medir el flujo.
- tubería y accesorios (reducciones, codos, bridas, bifurcaciones,
expansiones, válvulas de compuerta, globo y cheque).
4.7.3.3. Presión de Descarga PD
Es la cabeza de descarga neta, expresada como presión.
93
(19) PD= HDgespecif/ 2.31 psia
4.7.4. Sistemas De Control Depende De La Rata De Flujo
válvulas de control para todos los factores que dependen de la rata de
flujo, es necesario calcular la caída de presión para la máxima rata de flujo
deseada.
(18) ∆p máx. = ∆pnormal ((rata máx.) /( Rata normal))2
HD= (p2 +Patm) x 2,31/gespacif. + H2 + HfD
p2 = presión manométrica de la vasija o sistema donde le entrega el liquido.
Patm= presión atmosférica.
H2 = cabeza estática, en pies.
gespacif = gravedad especifica a condiciones de bombeo.
HfD = perdidas de presión en línea de descarga, en pies.
4.7.5. Máxima Presión de Descarga
Esta presión es usada para determinar la presión de diseño de la bomba y es
igual a la suma de:
- Máxima presión de succión
- Máxima presión diferencial
La máxima presión diferencial normalmente se presenta cuando el flujo es
cero ( punto de cierre, shut off) se asume 120% de la presión diferencial
94
nominal, basada en la máxima gravedad especifica anticipada.
Si la máxima presión diferencial es mayor que el 120% de la presión
diferencial nominal, la máxima presión de descarga y la presión de diseño
deben incrementarse en conformidad. Si la gravedad especifica esta
sujeta al cambio, la máxima gravedad específica anticipada debe
usarse para calcular la presión diferencial, en el punto de cierre.
4.8. CABEZA ESTÁTICA TOTAL HET
En un sistema dado, es la diferencia en elevación entre el nivel del líquido en
la descarga y el nivel del líquido en la succión.
Fig. 37
4.9. CABEZA TOTAL H
La cabeza total H es la energía impartida al líquido por la bomba, es decir, la
diferencia entre la cabeza de descarga y la cabeza neta de succión. Es
independiente del líquido bombeado y es, por lo tanto, la misma para
cualquier fluido que pase a través de la bomba. Se expresa en pies del
95
líquido bombeado.
Fig. 38
4.10. VELOCIDAD ESPECÍFICA
Es un índice de diseño hidráulico, aplicable a las bombas centrifugas, que
involucra la velocidad de rotación, el Q y la H en el punto de mejor eficiencia
(pme).
(20) NS = n Q
H3/4
La NS describe el tipo de diseño del impulsor empleado. Este índice es
definido como la velocidad a la cual un impulsor, geométricamente similar
al considerado y reducido proporcionalmente en tamaño, tendría que girar
para entregar un gmp contra una cabeza total de un pie. Puede fluctuar
entre 400 y 20.000.
n = Velocidad de rotación en RPM. Q = Capacidad en GPM. H = Cabeza total en pies
96
4.11. VELOCIDAD ESPECÍFICA DE SUCCIÓN
Es un índice de diseño hidráulico. Es esencialmente un índice descriptivo de
las características de la succión de un impulsor, ayuda a describir las
condiciones hidrodinámicas existentes en el ojo del impulsor.
(21)
Se define el punto de mejor eficiencia de la bomba, que usualmente se
presenta con el impulsor de diámetro máximo.
De acuerdo con la experiencia, una bomba con s menor de 11000,
experimentara menos problemas de succión y fallas mecánicas.
Relaciones Matemáticas de Cabeza, Capacidad, Eficiencia y de Potencia
al Freno
El trabajo útil hecho por una bomba es igual al peso del líquido bombeado en
un periodo de tiempo, multiplicado por la cabeza desarrollada por la bomba y
se expresa generalmente en términos de caballos de fuerza (HP), llamados
caballo de fuerza de agua. (Water horse power).
97
(22)
La fuerza requerida para mover la bomba generalmente se determina en
caballo de fuerza y se llama energía recibida por la bomba, se expresa en
BPH.
(23)
4.12. POTENCIA AL FRENO
Es la potencia requerida para mover la bomba generalmente se determina
en caballos de fuerza y se llama potencia al freno.
4.13. MOTORES ELÉCTRICOS
Existen tablas para recomendar el tamaño de los motores y la eficiencia.
Para el cálculo del mínimo HP requerido se debe tener en cuenta la eficiencia
mecánica de transmisión que es igual a:
- 1.0 para motores acoplados directamente a la bomba.
98
- 0.95 a 0.97 para acoplamiento mediante engranaje.
- para motores7 de velocidad variable consultar con el proveedor.
4.14. PUNTO DE FUNCIONAMIENTO DE UNA BOMBA:
La manera en la que una bomba trabaja depende no sólo de las
características de funcionamiento de la bomba, sino también de las
características del sistema en el cual vaya a trabajar. Para el caso de una
bomba dada, mostramos las características de funcionamiento de la bomba
(h respecto a Q) para una velocidad de operación dada, normalmente
cercana a la velocidad que da el rendimiento máximo. También mostramos la
curva característica del sistema (es decir, la altura de bombeo requerida
respecto a Q). En este caso, la bomba está suministrando líquido a través de
un sistema de tuberías con una altura estática z. La altura que la bomba
debe desarrollar es igual a la elevación estática más la pérdida total de carga
en el sistema de tuberías (aproximadamente proporcional) a Q²). La altura de
funcionamiento de la bomba real y el caudal son determinados por la
intersección de las dos curvas.
Los valores específicos de h y Q determinados por esta intersección pueden
ser o no ser los de máximo rendimiento. Si no lo son, significa que la bomba
no es exactamente la adecuada para esas condiciones específicas.
El punto de funcionamiento o punto óptimo de una bomba solo dinámica es el
de la curva H – Q que corresponde a un rendimiento máximo. Cuanto mas
99
empinada se la curva H – Q, mas significativo será el efecto de cualquier
cambio de altura en el punto de funcionamiento.
Por ejemplo, una bomba con una curva H – Q empinada presentará un
pequeño cambio de descarga pero la altura variará mucho si se desplaza el
punto de funcionamiento, en cambio una bomba cuya curva H – Q sea plana,
mostrará un gran cambio de capacidad pero la altura variará poco al
desplazarse el punto de funcionamiento.
Las curvas H – Q para las bombas centrífugas son sustancialmente planas,
con tendencia a que el sedimento máximo se sitúe inmediatamente después
de la capacidad media.
Las curvas H – Q para una bomba de flujo axial es aún más empinada, con
su punto de demanda en la descarga nula y su curva de potencia es
decreciente.
4.15. POTENCIA DE UNA BOMBA CENTRÍFUGA
Llamaremos:
N a la potencia aplicada al eje de la bomba
Nh a la potencia cedida al líquido
Nu a la potencia útil o disponible en la bomba
n al rendimiento global
100
nvol al rendimiento volumétrico
norg al rendimiento orgánico o mecánico, nmec
nhid al rendimiento hidráulico = nvol + nman
La relación entre estas potencias y rendimientos se puede establecer
mediante el siguiente esquema:
Se puede considerar que las pérdidas de caudal q* en los intersticios de la
bomba a través de los diversos órganos de cierre, hacen que el caudal
aspirado q1 sea mayor que el impulsado q, es decir:
(24)
Lo cual implica la aparición de un rendimiento volumétrico de la forma:
(25)
El caudal aspirado tiene una carga total Ht por lo que la potencia hidráulica
Nh cedida al líquido es:
101
(26)
El rendimiento manométrico se puede definir, en función de la ecuación de la
curva característica, en la forma:
La potencia disponible en la bomba o potencia útil para impulsar el caudal q
es:
(27)
Siendo ∆p/ la altura de presión creada en la bomba entre las bridas de
entrada y salida.
La potencia N aplicada al eje de la bomba para impulsar el caudal q a la
altura Hman es:
El rendimiento global de la bomba es:
102
En la que las pérdidas de carga en las tuberías de aspiración e impulsión
son: ∆e = k q 2, siendo k una constante que se puede obtener, si se conoce
el coeficiente de rozamiento l, en la forma:
Siendo D el diámetro de la tubería y L* la longitud equivalente de tubería, en
la que se han incluido las pérdidas de carga accidentales.
4.16. POTENCIA HIDRÁULICA TOTAL CEDIDA AL LÍQUIDO BOMBEADO
La potencia hidráulica total cedida al líquido por la bomba, tiene por
expresión:
103
Análogamente al análisis realizado para la altura total Ht en el estudio de la
potencia hidráulica Nh cedida al líquido se pueden considerar tres casos
según los distintos valores que tome el ángulo β2 a la salida del rodete; la
parábola, Nh =φ (q), pasa por el origen para cualquier valor de β2; la
tangente en un punto cualquiera de Nh es:
Y como en el origen q = 0, resulta que A1 > 0, lo que demuestra que la
parábola es creciente en el origen, siendo la inclinación de su tangente en
dicho punto igual a A1,
Para: β2 > 90°, cotg β2 < 0 » B1 < 0, y la parábola presenta la convexidad
hacia abajo:
Para: β2= 90°, cotg β2 = 0 »B1 = 0, por lo que la función, se Nh =φ (q),
reduce a una recta:
Para: β2< 90°, cotg β2> 0 »B1 > 0, por lo que la parábola presenta la
convexidad hacia arriba, siendo:
104
Analizando la curva, Nh =φ (q) y por lo que al punto b se refiere, parece a
primera vista como si el caudal qb se pudiese elevar con una cesión de
potencia hidráulica nula, según se deduce de la propia posición del punto b,
pero hay que tener en cuenta que para dicho caudal qb la altura total Ht
creada por la bomba es:
Fig. 39 Curvas características ideales de potencia hidráulica
Es decir, en el punto b la altura total es nula y al llegar el caudal al valor,
q = qb, no habrá elevación de caudal.
105
Comparando los tres casos, se observa que para una misma potencia
hidráulica Nh impulsarán mayores caudales aquellas bombas que tengan los
ángulos de los alabes a la salida del rodete β2 < 90°.
4.17. NÚMERO DE REVOLUCIONES ESPECÍFICO
El número de revoluciones específico de una bomba geométricamente
semejante a la que se considera como prototipo, que impulse un caudal de 1
m 3 /seg., creando una altura manométrica de 1 metro, se utiliza mucho en
los países de habla inglesa, y se representa por nq; para determinar este
número de revoluciones específico, se parte de las ecuaciones de
semejanza:
Fig. 40
106
Si se supone una bomba funcionando a n rpm, impulsando un caudal de q m
3 /seg., y desarrollando una altura manométrica de Hm metros, y un modelo
geométricamente semejante a la anterior que funcione a n'= np revoluciones
por minuto, desarrollando una altura manométrica Hm’ = 1 metro, e
impulsando un caudal q'= 1 m 3 /seg, para una relación de semejanza
geométrica, se tiene:
Que es el número de revoluciones específico (americano) de una bomba
centrífuga en función del número de revoluciones por minuto n, del caudal
impulsado q, y de la altura manométrica Hm en condiciones de rendimiento
máximo.
Si se define el número específico de revoluciones de otra forma tal que sea,
el número de revoluciones ns de una bomba modelo que desarrolle una
potencia de 1 CV y una altura manométrica Hm’ de 1 metro geométricamente
semejante al prototipo considerado, al que se comunica una potencia de N
(CV), para desarrollar una altura manométrica de Hm metros, a una
velocidad de n rpm, siendo la relación de semejanza geométrica l, se tiene:
107
Para hallar la relación existente entre ns y nq se sustituye la expresión de la
potencia N de la bomba en ns, resultando:
Observándose que para un caudal y una velocidad de giro determinados, la
velocidad específica ns es función de la altura manométrica Hm.
4.18 NÚMERO DE REVOLUCIONES ESPECÍFICO EN FUNCIÓN DE LAS
CARACTERÍSTICAS DE LA BOMBA
Si en el esquema de rodete de bomba centrífuga de la figura, D1 es el
diámetro a la entrada, D2 es el diámetro a la salida, b2 es la anchura del
rodete a la salida, Hm es la altura manométrica desarrollada y c2r es la
componente radial de la velocidad absoluta del líquido a la salida del rodete
de la figura, el caudal q impulsado por la bomba es:
108
Si llamamos c 2 a la velocidad absoluta a la salida del rodete, c 2n será la
componente rotatoria, c 2z la componente axial, c 2r la componente radial y c
2m la componente meridiana y por lo tanto:
Fig. 41
A la salida del rodete, inmediatamente antes de la salida del líquido a la
voluta, se tiene que c2z = 0 → c2r = c2m,, es decir, la velocidad radial a la
salida del rodete es igual a la velocidad meridiana a la salida del mismo;
llamando, k2m = f(q), al coeficiente óptimo de la velocidad meridiana c 2m a la
salida, se tiene:
Que sustituido en el valor de q proporciona la ecuación:
109
Por otra parte si ξ 2 = f(n) es el coeficiente óptimo para la velocidad
tangencial u2, se puede poner:
Sustituyendo los valores de n y q en nq y en ns se obtiene:
Fig. 42 Velocidades a la salida en la voluta
Estas fórmulas limitan el número de revoluciones específico; en efecto, el
coeficiente óptimo ξ2 viene impuesto por la velocidad de giro del motor que
acciona la bomba, implicando velocidades tangenciales a la salida del rodete
110
muy altas. El coeficiente óptimo k2m de la velocidad meridiana a la salida del
rodete tiene también un valor mínimo, que no se puede reducir, por cuanto
viene impuesto por el caudal circulante.
En consecuencia, para ir a números de revoluciones específicos bajos, habrá
que reducir la relación (b2/D2), lo cual conduce a un diseño de rodetes con
forma de platillos, muy aplanados, que tienen grandes diámetros D2 y
pequeñas dimensiones a la salida b2.
Debido a las limitaciones anteriores relativas a ξ 2, k 2m y (b2/D2), resulta que
en las bombas centrífugas radiales, para un número específico de
revoluciones dado, la altura manométrica creada adquiere un valor máximo
que no se puede superar. En las bombas helicocentrífugas o diagonales, los
diámetros de salida D2 son menores que en las centrífugas radiales por el
imperativo de aumentar la relación (b2/D2) y conseguir mayores valores del
nº específico de revoluciones.
En las bombas hélice (axiales), la relación (b2/D2) es mucho mayor que en
las anteriores.
111
Fig. 43 Bomba centrífuga Fig. 44 Bomba helicocentrífuga
Fig. 45 Bomba hélice
112
Fig. 46 Bomba helicocentrífuga Fig. 47 Bomba hélice
Fig. 48 Curvas características de una Fig. 49 Relación entre las curvas bomba radial centrífuga características con los valores de diseño expresados en %
113
5. CAVITACIÓN
5.1. CAVITACIÓN EN BOMBAS CENTRÍFUGAS
Las bombas centrífugas funcionan con normalidad si la presión absoluta a la
entrada del rodete no está por debajo de un determinado valor; cuando el
líquido a bombear se mueve en una región donde la presión es menor que su
presión de vapor, vaporiza en forma de burbujas en su seno, las cuales son
arrastradas junto con el líquido hasta una región donde se alcanza una
presión más elevada y allí desaparecen; a este fenómeno se le conoce como
cavitación, cuyas consecuencias se describen a continuación.
Si a la entrada del rodete la presión es inferior a la presión parcial del vapor
pv , se forman las burbujas de vapor que disminuyen el espacio utilizable
para el paso del líquido, se perturba la continuidad del flujo debido al
desprendimiento de gases y vapores disueltos, disminuyendo el caudal, la
altura manométrica, el rendimiento de la bomba, en su recorrido dañan
los conductos de paso del líquido en el tubo de aspiración y llegan a una
zona en el rodete, de presión superior a la presión de vapor, en la que,
instantáneamente, toda la fase de vapor pasa a líquido, de forma que el
volumen de las burbujas pasa a ser ocupado por el líquido, en forma violenta,
que se acompaña de ruidos y vibraciones, lo cual se traduce en un golpeteo
114
sobre los alabes, que se transmite al eje, cojinetes, cierres mecánicos, etc. Si
la bomba funciona en estas condiciones durante cierto tiempo se puede
dañar; la intensidad del golpeteo a medida que disminuye la presión absoluta
a la entrada del rodete, se aprecia claramente en las curvas características
de la bomba.
La presión mínima tiene lugar en el punto M, cerca de la entrada del rodete,
por lo que la altura del tubo de aspiración Ha de la bomba centrífuga viene
limitada por la cavitación. Lo más frecuente es que al final del tubo de
aspiración, en la brida de aspiración E, exista una depresión y que la presión
siga disminuyendo desde E hasta el rodete, punto M (presión mínima), zona
que se encuentra a la entrada al mismo, siendo ∆PEM la pérdida de carga
correspondiente entre E y M. A partir de M el fluido comienza a notar la
influencia del rodete que le comunica una energía cinética relativa, w12 /2 g,
aumentando bruscamente su presión, originándose el fenómeno del golpeteo
y vibraciones.
Fig. 50 Disminución brusca de las curvas características por el efecto de la cavitación en una bomba centrífuga
115
Fig. 51 Campo de presiones en la aspiración
La energía o altura específica del líquido entre el final del tubo de
aspiración (brida de aspiración E) y entrada en el rodete impulsor,
también llamada energía o altura bruta disponible, en condiciones de
rendimiento máximo, es:
(29)
Para que a la entrada del rodete se presente la cavitación es necesario que
la presión PM =P1, sea igual o menor que la presión parcial de vapor del
líquido pv a la temperatura correspondiente.
116
Para cada caudal, en el tubo de aspiración existe una presión mínima por
encima de la presión de vapor pv ; por debajo de este valor de Pv la bomba
cavitará; ésta presión se puede expresar en metros de columna de líquido
(altura neta de entrada en la bomba) y se denomina altura neta de succión
positiva NPSH,Net Positive Suction Head que, teóricamente, para una
bomba dada y un caudal dado, es constante.
5.1.1. ALTURA NETA DE ENTRADA DISPONIBLE, NPSHd.- Para definir
esta altura hay que determinar la energía bruta disponible que tiene el flujo a
la entrada de la bomba, que se obtiene aplicando la ecuación de Bernoulli
entre la entrada al tubo de aspiración, punto O (nivel inferior del líquido), y el
final del mismo, punto E, en la forma:
La altura bruta disponible a la entrada de la bomba es:
117
En la que se ha supuesto que la variación del nivel del líquido es nulo, por lo
que, v0 = 0, siendo en general, P0 = Patm.
Como el líquido a bombear tiene una determinada presión de vapor pv , la
energía bruta anterior sólo es utilizable hasta dicha presión pv , a partir de la
cual aparece la cavitación, por lo que se define la altura neta disponible a la
entrada de la bomba NPSHd de la forma:
Que representa una familia de parábolas, al ser, , y que no
es más que la curva característica de la instalación que sólo afecta al tubo de
aspiración, siendo independiente del tipo de bomba instalada.
Fig. 52 Altura neta de entrada disponible
118
5.1.2. ALTURA NETA DE ENTRADA REQUERIDA, NPSHr
La bomba necesita que el líquido disponga en la posición E, (brida de
aspiración), de un mínimo de energía que le permita hacer el recorrido de E a
M sin que aparezca cavitación; esta presión mínima, cuyo límite es Pv, es la
que se tiene a la entrada del rodete, en el momento en que éste comienza a
comunicar al líquido la presión p1. Si se supone que los puntos E y M están al
mismo nivel y teniendo en cuenta que pv es la presión mínima que se puede
tener en el punto 1, la altura bruta a la entrada de la bomba es:
La altura neta requerida a la entrada del rodete es:
La altura neta requerida a la entrada del rodete es:
119
Es conveniente que el NPSHr sea lo menor posible, (c1→0) para que la
longitud del tubo de aspiración sea mayor, mientras que el NPSHd tiene que
ser lo mayor posible.
Fig. 53 Altura neta de entrada requerida
Fig. 54 Altura de aspiración máxima
5.1.3. ALTURA DE ASPIRACIÓN Ha.- Si el NPSHr tiene que ser pequeño,
y el NPSHd grande, su punto de intersección proporciona la altura de
120
aspiración máxima Ha. Para su determinación se toma el caudal máximo
previsto qmáx (que es con el que más riesgo de cavitación existe) sobre el eje
de caudales del gráfico suministrado por el fabricante de la bomba.
De las infinitas curvas NPSHd que se pueden disponer en una instalación,
función de la altura de aspiración Ha , sólo una pasa por el punto A,
verificándose:
Que es la máxima altura de aspiración teniendo en cuenta la cavitación,
siendo aconsejable disminuir dicha altura en 0,5 m para asegurarse de que
ésta no se produzca:
Valor que no superará los 6,5 m pudiendo resultar mucho más pequeña e
incluso negativa, por encima del eje de la bomba. Se puede concluir diciendo
que mientras se cumpla que:
NPSHd >NPSHr no existe cavitación.
121
Esta comenzará a manifestarse cuando sean iguales. Cuanto más pequeño
sea el NPSHr, tanto más estable será la bomba en lo que respecta a la
cavitación.
Fig. 55 Datos de curvas de colina de rendimientos, potencia y NPSHr de una bomba centrífuga
5.2. INFLUENCIA DE LA CAVITACIÓN EN LOS PARÁMETROS DE
ENTRADA
El valor del NPSHr se puede obtener en función de los parámetros de
entrada, en condiciones de rendimiento máximo, haciendo la siguiente
sustitución:
122
En las que α es un coeficiente que depende de la forma del alabe y de las
condiciones inherentes al paso del líquido del tubo al rodete, El aumento del
número de revoluciones de la bomba implica un aumento del caudal, lo que
lleva implícito un aumento de la velocidad c1 del líquido, (aumento de la
NPSHr), con la consiguiente caída de presión absoluta a la entrada M de los
álabes del rodete impulsor, contribuyendo todo ello a la aparición de la
cavitación, por lo que a veces es necesario limitar el caudal y el número de
revoluciones de la bomba. En estas circunstancias, la pérdida de carga
∆PEM entre la entrada E y el punto M y la velocidad c1 de entrada en el
rodete varían, ya que la altura neta de entrada requerida NPSHr depende del
caudal.
123
Para el caso extremo de bombeo de líquidos a su temperatura crítica, el
NPSHr es nulo, ya que el volumen ocupado por la fase líquida y el vapor
saturado sería el mismo y al pasar de una fase a otra no existirá variación de
volumen y, por tanto, golpeteo.
5.2.1. DIÁMETRO ÓPTIMO A LA ENTRADA DEL RODETE.- Si se conocen
las condiciones de cavitación, se puede estudiar la corriente fluida a la
entrada del rodete y calcular el diámetro D1, ya que el NPSHr depende de las
velocidades c1 y u1, que a su vez, para q1 y n dados, dependen del diámetro
D1. Para calcular el valor óptimo de D1 en estas condiciones, se diferencia la
ecuación anterior respecto a D1, se iguala a cero, y se obtiene el diámetro
óptimo D1(óptimo) correspondiente a un NPSHr crítico mínimo, en la forma:
En la que k0 tiene un valor medio igual a 4,4 aunque en cálculos prácticos se
recomienda, por posibles sobrecargas de las bombas un valor, k0 = 4,95.
Si se introduce este valor en el NPSHr se obtiene el NPSHr (mínimo):
124
Siendo s un coeficiente que depende de α y k0 de valor s = 0,02, para α =
0,25, que se puede aplicar a los rodetes corrientes. Cuando aumenta la
anchura b1 a la entrada del rodete, el valor de s disminuye hasta, s ≈0,0125
5.2.2. PRESIÓN ABSOLUTA DE ENTRADA.- La presión absoluta de
entrada mínima en la bomba pE es:
5.2.3. NÚMERO DE REVOLUCIONES ADMISIBLE MÁXIMO.- Si el diámetro
D1 es el óptimo, la condición para que no haya cavitación en la bomba es:
125
En la que:
q1 viene dado en m 3 /seg, NPSHr en metros, p en kg/cm 2 y g en kg/dm kc
es una constante propia de cada bomba, o coeficiente crítico de cavitación,
Que junto con s caracterizan las cualidades de cavitación de la bomba, es
decir, el grado de predisposición de la misma cuando disminuye la presión
absoluta a la entrada.
Cuanto mayor sea el valor de kC y menor el de s, tanto menor será la
posibilidad de que la bomba entre en cavitación. Para las bombas centrífugas
corrientes, 800 < kC < 1200, según la forma que tenga la entrada, mayor en
las bombas axiales (hélices), y disminuyendo con el número específico de
revoluciones, mientras que, 0,025 < s < 0,015.
Para rodetes especiales, que poseen altas cualidades de anticavitación con
ensanchamiento de la parte de entrada del rodete, se tiene que, 2000 < kC <
2200 y 0,008 < s < 0,007.
126
La exactitud de los cálculos de la cavitación, es decir, el cálculo de nmáx ó
pE(mínima) depende de la precisión en la selección de los valores numéricos
de kC y s.
5.3. VELOCIDAD ESPECÍFICA DE ASPIRACIÓN na
De igual forma que la velocidad específica Nq de una bomba indica el tipo de
bomba (forma del rodete) la velocidad específica de succión na proporciona
una idea de las características de aspiración del rodete, definiéndose en la
forma:
Para el caso particular de un rodete de doble aspiración, el valor del caudal q
a considerar es la mitad del total.
Un valor conservador de la velocidad específica de aspiración es 8.000; sin
embargo, para caudales elevados se suele tomar un valor no superior a
6.000, aunque algunos fabricantes americanos sitúan este valor en 10.000.
La velocidad específica de aspiración indica el grado de inestabilidad
potencial de la bomba a cargas reducidas.
En el punto de rendimiento máximo de la bomba no existe ningún fenómeno
de recirculación a la entrada del rodete y el NPSHr de la bomba se mantiene
invariable. Sin embargo, a medida que el caudal de la bomba se reduce, y
127
nos alejamos de las condiciones de funcionamiento óptimo (máximo
rendimiento) aparecen fenómenos de recirculación en el ojo del rodete que
conllevan una cavitación incipiente que pueden originar daños en la bomba.
A la hora de analizar una bomba es preciso ver la posición del punto de
funcionamiento respecto al punto de máximo rendimiento y qué tipo de
campo de regulación de caudal se ha de exigir.
En el caso hipotético de que el caudal coincida prácticamente con el caudal
de máximo rendimiento y permanezca invariable, el valor de la velocidad
específica de succión de esta bomba carecería de importancia, ya que en
estas condiciones de funcionamiento nunca aparecerán problemas de
cavitación siempre que se mantenga que el NPSHd sea superior al NPSHr
de la bomba.
Fig. 56 Velocidad específica de succión y caudal frente a diversas configuraciones del rodete
128
Existen gráficos como el indicado en la figura, en los que se relacionan la
velocidad específica de aspiración (abscisas) y el porcentaje del caudal de
máximo rendimiento para el que aparece recirculación en la aspiración
(ordenadas), frente a distintos tipos de rodetes.
Así, por ejemplo, si se dispone de una bomba de simple aspiración de na =
11.000 que sobrepasa los límites menos conservadores, no se dudaría en
rechazarla; pero suponiendo que el caudal de funcionamiento fuese el 85%
del de máximo rendimiento y el caudal mínimo no inferior al 70% del de
máximo rendimiento, según la gráfica, esta bomba sería totalmente válida
para el servicio que se persigue, por lo que el análisis del parámetro na no se
debe realizar de forma aislada sino teniendo en cuenta otros factores propios
de la bomba y de la regulación del sistema; se observa cómo las
características de estabilidad mejoran sensiblemente para bombas a las que
se les instala un inductor en la aspiración.
5.4. CAUDAL MÍNIMO IMPULSADO POR UNA BOMBA CENTRÍFUGA
El caudal mínimo de funcionamiento continuo de la bomba viene prefijado por
el constructor, por debajo del cual la máquina no debe operar; es función de
los NPSH disponible y requerido, de la presión de vapor del líquido y de los
esfuerzos que aparecen sobre el impulsor debido a una asimétrica
distribución de presiones.
129
A medida que el caudal disminuye, el rendimiento de la bomba también
disminuye, lo que se traduce en un aumento de la temperatura del líquido,
por refrigeración insuficiente y, por lo tanto, de su presión de vapor, por lo
que el NPSHd será inferior. El caudal mínimo es aquel para el que el NPSHd
disminuido a causa del aumento de temperatura, sea igual al NPSHr por la
bomba.
5.4.1. Temperatura del líquido.- El incremento de temperatura ∆T del
líquido que atraviesa la bomba se determina por la diferencia entre la
potencia absorbida en el eje de la bomba y la potencia hidráulica,
despreciando las pérdidas por rozamiento en cojinetes y órganos del cierre,
que se transforma en calor que es absorbido por el líquido que circula por la
bomba.
El incremento de temperatura es:
En la que cpF es el calor específico del líquido bombeado en Kcal/kgºC, y
Hman en m.
El incremento de temperatura depende de las condiciones de aspiración y se
determina por el incremento máximo admisible de la presión de vapor antes
de la evaporación del líquido; el límite de esta condición se verifica, como
130
sabemos, cuando hay equilibrio entre la presión de vapor pv y la presión de
aspiración pE.
Si la diferencia entre la presión de vapor y la presión de aspiración diese
lugar a un incremento de temperatura superior a 8ºC se recomienda
considerar este valor. Si no se conoce el valor exacto de la altura
manométrica correspondiente al caudal mínimo, se toma en primera
aproximación la altura total (a válvula cerrada, caudal cero).
En bombas de flujo mixto y axiales (velocidad específica na superior a 4.500),
la potencia aumenta a medida que se cierra la válvula de descarga, todo lo
contrario a lo que ocurre con las bombas centrífugas normales en las que el
motor, diseñado para trabajar en condiciones normales, se puede enfrentar
con una carga de hasta dos veces la nominal cuando se arranca la bomba a
válvula cerrada, por lo que siempre este tipo de bombas se arranca a válvula
parcialmente abierta.
5.5. CARACTERÍSTICAS DE FUNCIONAMIENTO EN LA ASPIRACIÓN
Una bomba centrífuga puede dar una presión en la brida de impulsión
considerable pero apenas es capaz de producir una succión en la brida de
aspiración, por lo que es necesario hacer llegar previamente líquido hasta la
brida de entrada y además inundarla para que pueda empezar a trabajar. El
131
cebado de la bomba es el llenado completo de la misma con el líquido que se
va a bombear, operación previa a la puesta en marcha del motor.
Si la bomba está siempre sumergida en el líquido (caso de una bomba
vertical sumergida), estará siempre cebada y lista para entrar en
funcionamiento.
Si el líquido es capaz de llegar a la brida de aspiración por su propio peso,
debido a que el depósito de alimentación está a más altura que la bomba, el
cebado es sencillo puesto que bastará con abrir la válvula de aspiración y la
válvula de una pequeña línea de purga en la impulsión, que deje escapar el
aire que va siendo empujado por el líquido entrante. Cuando el líquido
comienza a salir por la línea de purga, la bomba estará cebada y se cierra
esta válvula.
Para el caso en que el depósito se encuentre por debajo del eje de la bomba,
conseguir el cebado puede ser complicado, por lo que el llevar a cabo una
solución dependerá de las posibilidades que ofrezca el sistema de trabajo, el
cual se puede realizar de varias formas, como:
- Mediante un llenado directo a través de manguera, caldera, etc.
- Mediante un depósito auxiliar de carga, que sólo se utilizará para realizar
el cebado.
132
- Mediante conexión directa desde el tanque de impulsión, solución que
sólo será satisfactoria para los casos en los que el depósito de impulsión
contenga algo de líquido (by-pass).
- Mediante el uso de un eyector que cree vacío en el interior de la bomba,
con lo que el líquido se verá atraído hacia la brida de aspiración por una
diferencia de presiones.
El cebado adecuado previo a la puesta en marcha es esencial, ya que sin el
cebado la bomba no solamente no funcionará, sino que además puede llegar
a sufrir averías al girar en vacío y no existirá líquido a impulsar, puesto que
es éste mismo el que refrigera y lubrica el rodete.
Una vez arrancada la bomba, ésta puede trabajar en carga o en aspiración
según que el nivel del depósito de aspiración esté por encima o por debajo
de la misma. Esta diferencia de niveles representa la altura manométrica de
aspiración que puede ser positiva o negativa.
A la diferencia de niveles neta se deben restar las pérdidas por rozamiento
en tuberías y válvulas que haya entre depósito y bomba cuando la carga es
positiva o sumarlas cuando la carga sea negativa.
La NPSH en metros de líquido, es la diferencia entre la altura manométrica
de aspiración en la brida de aspiración y la presión de vapor del líquido que
se está bombeando en ese mismo punto a la temperatura de succión. Este
concepto es de gran importancia a la hora de elegir una bomba para que
133
pueda manejar líquidos en ebullición o próximos a ella, así como líquidos
altamente volátiles.
Una NPSH inadecuada (carga de succión demasiado baja) conduce a la
aparición de bolsas de líquido vaporizado que ocasionan el fenómeno de la
cavitación, influyendo en la buena marcha de la bomba. Cuando una tubería
de aspiración tiene insuficiente NPSHd, para una selección óptima de la
bomba existen algunos métodos para aumentarla, o reducir la NPSHr , o
ambas cosas a la vez.
5.5.1. AUMENTO DE LA NPSHd
Se puede mejorar en las siguientes situaciones:
- Si el líquido está caliente, se puede enfriar intercalando un refrigerante
en la tubería, con lo que la presión de vapor del líquido disminuye.
También se puede conseguir aspirando el líquido en algún punto de la
corriente en que esté a temperatura más baja.
- Aumentando la altura mínima del líquido en el tanque o elevando
éste, que en principio parece la solución más sencilla, salvo que no
resulte posible porque el nivel inferior del líquido sea fijo, como en un río,
estanque o lago, o porque la altura a la que hay que subir el nivel del
líquido sea totalmente impracticable, o porque el costo sea excesivo. A
menudo el elevar el nivel del líquido unos pocos metros permite
seleccionar una bomba menos costosa, más eficiente, un ahorro tanto en
134
el coste inicial, como en el consumo de energía y mantenimiento, que
compensarán los costes adicionales.
- El bajar la bomba permite seleccionar una de velocidad específica más
alta, menos costosa y más eficiente. Una variante sería emplear una
bomba vertical con el impulsor bajo el nivel del suelo.
- Aumentando el diámetro de la tubería de aspiración se reducen las
pérdidas de carga.
- Si entre el nivel inferior y la bomba se intercala otra bomba que
trasiega el caudal aspirado al tiempo que proporciona una altura
diferencial pequeña, (justo la necesaria para aumentar el NPSHd en la
brida de aspiración de la bomba problema), y que tenga un NPSHr bajo,
(inferior al NPSHd), el NPSHd de la tubería de aspiración de la bomba
principal se mejora; a la bomba intercalada se la denomina bomba
booster.
Esta solución es muy eficaz para las bombas en servicio de alta presión,
en donde las velocidades permisibles más altas producen ahorros en el
costo inicial de la bomba principal, así como una mayor eficiencia y, a
menudo, un menor número de etapas, que dan mayor fiabilidad. La
bomba booster puede ser de una etapa, de baja velocidad y baja carga.
- Reduciendo las pérdidas por fricción en la tubería de aspiración, que
se recomienda en todos los casos; su costo se recupera por las mejoras
introducidas en la succión y el ahorro de energía.
135
5.5.2. REDUCCIÓN DE LA NPSHr
- Verificando un pulido en el tubo de aspiración, así como en el ojo del
rodete.
- Mediante la utilización de inductores, (no aconsejables cuando se
trasvasan líquidos que transportan sólidos erosivos, "slurry", etc.).
Fig.57 Inductor
- Se puede elegir una bomba sobredimensionada a un régimen bajo
de revoluciones, dado que la NPSHr (proporcional al cuadrado de la
velocidad c1 ) se reduce a medida que disminuye el caudal; esta solución
tiene sus riesgos y puede ocasionar resultados indeseables, ya que la
cavitación produce unas oscilaciones de presión que si no se cortan
dañarán la bomba. El líquido debe entrar en la bomba en condiciones lo
más alejadas posibles de su presión de vaporización. La entrada al ojo
del rodete fuerza la velocidad del líquido, lo que origina una depresión
(torbellino), y si se está cerca de la vaporización, la caída de presión
produce burbujas de vapor que al entrar en el rodete originan cavitación;
136
en estas circunstancias el rodete se ve sometido a una intensa vibración
que lo destruirá si no se para.
Para evitar la cavitación hay que disponer siempre de una línea de
aspiración amplia, evitando los codos y válvulas innecesarias, vigilando la
temperatura de entrada a la bomba del líquido. En algunos casos se
dispone en la línea de aspiración de una inyección de líquido frío con el
único objeto de reducir la temperatura.
- En bombas de velocidad específica alta se puede aumentar el
diámetro del rodete, solución que reduce la NPSHr porque disminuye la
velocidad de entrada c1 al impulsor. Una velocidad baja puede tener muy
poca influencia en el rendimiento de la bomba, (el rendimiento máximo se
tiene para c1 mínima), o cerca del mismo, pero al funcionar con
capacidad parcial puede ocasionar un funcionamiento ruidoso, borboteos
hidráulicos y desgastes prematuros.
- En aquellas situaciones en que el tubo de aspiración sea demasiado
largo, se recurre a rodetes en los que mediante un by-pass se produce
una recirculación del líquido a bombear, que permite trabajar con valores
del NPSHr relativamente pequeños.
- Empleando velocidades de la bomba más bajas, ya que una vez que
se ha seleccionado un valor razonable de la velocidad específica de
aspiración, cuanto más baja sea la velocidad de la bomba, menor será la
137
NPSHr . El problema es que, para el mismo servicio, una bomba de baja
velocidad es más costosa y menos eficiente que otra de alta velocidad,
por lo que la baja velocidad de la bomba rara vez es la más económica.
- Empleando un impulsor de doble succión, solución que es la más
deseable, en particular para grandes caudales.
138
6. ANÁLISIS ECONÓMICO EN LA SELECCIÓN DE BOMBAS
6.1. Selección de las bombas para reducir costos de energía
Las especificaciones anticuadas o con muchas restricciones pueden impedir
a los ingenieros la selección de bombas eficientes en energía. Una guía
basada en la velocidad específica de la bomba indica el tipo que se puede
seleccionar.
Se pueden lograr considerables ahorros de energía en los sistemas de
bombas. Por su puesto, en lo primero que se deben buscar esos ahorros es
en el diseño del sistema. Sin embargo incluso después de haber reducido al
mínimo los requisitos hidráulicos del sistema y determinado las condiciones
hidráulicas, se debe tratar de hacer la selección de la bomba mas eficiente
para el sistema.
La mayoría de los ingenieros se atienen a la eficiencia que menciona el
fabricante ,sin embargo esto no será suficiente porque las especificaciones
del usuario tales como la velocidad de funcionamiento, numero de etapas o
pasos y configuración del impulsor pueden impedir que el fabricante
ofrezca la bomba mas eficiente.
139
Aunque la tecnología de las bombas ha mejorado en forma considerable en
las últimas décadas, todavía hay muchas especificaciones basadas en los
datos antiguos. Estas especificaciones pueden llevar a la selección de
bomba ineficiente en términos del consumo de corriente eléctrica en una
época en que un ahorro de 1 HP puede justificar una inversión de algunos
cuantos pesos.
Para tener mínimos costos en los sistemas de bombeo no basta el costo
inicial. Hay que evaluar todo el sistema, incluso los requisitos de gasto
(caudal), de capacidad variable y de materiales.
Hay muchas formas de desperdiciar energía, sin saberlo, en los sistemas de
bombeo, para darnos cuenta lo primero que debemos hacer es determinar lo
que cuesta la energía y averiguar como se puede ahorrar caballaje si se
invierte en una bomba más eficiente.
6.2. Estimación De Costos De Bombas Centrifugas
La correlación del costo de las bombas centrifugas con su tamaño o
capacidad es difícil porque un fabricante puede tener una bomba en
existencia, de tamaño y precio dados, y la puede adaptar para trabajar con
una variedad de combinaciones de capacidad y carga producida.
140
Se puede evitar la dificultad al correlacionar el costo de la bomba con el valor
máximo del parámetro S de tamaño que puede manejar una bomba de un
precio particular.
S = Q (H)1/2
En donde Q es la capacidad de diseño, gpm o m3/s y H es la carga requerida
en ft-lb. /lb. o en J/Kg.
El costo de la bomba (Cp) que incluya la placa de base y el acoplamiento
para unidad motriz, pero no esta, se calcula con:
Cp=CBFTFM
Las correlaciones para el costo básico de la bomba (CB) y los factores (FT)
del costo por tipo de diseño se presenta en una tabla I. Los factores para los
materiales de construcción (FM) aparecen en la tabla II.
Factor de costo para el tipo de bomba de la tabla I.
FT = exp [b1+b2 (lnS) +b3 (lnS) 2]
Tabla I. Correlación del costo de las bombas centrifugas
TIPO b1 b2 b3
Una etapa, 1750 rpm, VSC 5,1029 -1,2217 0,0771
Una etapa, 3550 rpm, HSC 0,0632 0,2744 -0,0253
Una etapa, 1750 rpm, HSC 2,029 -0,2371 0,0102
Dos etapas, 3550 rpm, HSC 13,7321 -2,8304 0,1542
Etapas múltiples, 3550 rpm, HSC 9,8849 -1,6164 0,0834
141
Tabla II. Factores de costo de materiales de construcción
Material Factor de costo FM
Acero fundido 1,35
Accesorio de 304 o 316 1,15
Acero inoxidable 304 o 316 2
Aleación de Gould No. 20 fundida 2
Níquel 3,5
Monel 3,3
ISO B 4,95
ISO C 4,6
Titanio 9,7
Hatelloy C 2,95
Hierro dúctil 1,15
Bronce 1,9
142
TAMAÑO Y COSTO DEL MOTOR ELÉCTRICO
Para determinar el costo de unidad motriz de una bomba, se debe determinar
el caballaje al freno requerido, el cual se calcula con las siguientes formulas:
PB = ρQH/(33000ηp)
En donde PB es el caballaje al freno, ρ es la densidad del líquido en lb. /GAL,
Q el flujo en gpm, H carga producida en ft-lb./ft y ηp la eficiencia de la bomba.
Se necesita el valor del caballaje al reno requerido a fin de determinar el
tamaño nominal de la unidad motriz (motor eléctrico) y la potencia consumida
por la bomba. El costo de los motores eléctricos se correlaciono con los
tamaños nominales de los motores en caballos (1hp=745.7 watts). La
correlación y coeficientes en la tabla III son para tres tipos de motores:
abierto a prueba de goteo, totalmente enfriado por ventilador y a prueba de
explosión, y para tres velocidades: 3600, 1800, 1200 rpm.
Para obtener mejor correlaciones, fue necesario dividir la gama o intervalos
de caballajes en dos o tres subintervalos con diferentes coeficientes para
cada uno.
Debido a que los motores eléctricos son de tamaños discretos, el tamaño que
se debe usar tabla III es el caballaje disponible que es igual o mayor
caballaje que el caballaje al freno (bhp) requerido.
143
Tabla IV. Correlación para el costo de motores eléctricos
Costo descontado de motor de 60 Hz con voltaje y aislamiento estándar.
CM = exp. [a1+a2 (lnp)+a3 (lnp)2]
No. 1 No.2 No.3 Limite de HP
4,8314 0,096666 0,1096 1-7,5
4,1514 0,5347 0,05252 7,5-250 Abierto a prueba de goteo
3600 rpm 4,2432 1,032541 -0,03595 250-700
4,7075 -0,01511 0,22888 1-7,5
4,5212 0,47242 0,0482 7,5-250 1800 rpm
7,4044 -0,06464 0,05448 250-600
4,9298 0,30118 0,1263 1-7,5
5,0999 0,35861 0,06052 7,5-250 1200rpm
4,6163 0,88531 -0,02188 250-500
5,1058 0,03316 0,15374 1-7,5
3,8544 0,83311 0,02399 7,5-250
Totalmente encerrado
enfriado por ventilador 3600
rpm 5,3182 1,0847 -0,05695 250-400
4,9687 -0,0093 0,22616 7,5-250
4,5347 0,57065 0,04609 1800 rpm
5,1532 0,28931 0,14357 1-7,5
5,3858 0,31004 0,07406 7,5-350 1200 rpm
5,3934 -0,0033 0,15475 1-7,5
4,4442 0,6082 0,05202 7,5-200 A prueba de explosión
3600 rpm
5,2851 0,00048 0,19949 1-7,5
4,8178 0,51086 0,05293 7,5-250 1800 rpm
5,4166 0,31216 0,10573 1-7,5 1200 rpm
5,5655 0,31284 0,07212 7,5-200
144
CONCLUSIONES
La selección de bombas centrifugas en el diseño de tuberías simples es un
proceso en el cual la persona que va a seleccionar la bomba debe cumplir
con un mínimo de conocimientos que son fundamentales y que se deben
tener claros tales como los conceptos de lo que es una bomba hidráulica y
mas aun para este caso las de tipo centrifugas, de que se componen, como
funcionan, sus características y condiciones de uso; dentro de estas
características una de las mas importantes son sus curvas la cual nos
suministra la información sobre la capacidad de la bomba, eficiencia, el
NPSH y la potencia requerida para el Funcionamiento. Por otro lado es
importante tener claro el sistema donde se va a trabajar, los factores
medioambientales, el isométrico del sistema o la red hidráulica para poder
identificar los requerimientos necesarios, de tal manera que este funcione
adecuadamente bajo buenas condiciones de diseño.
Otro factor importante al seleccionar una bombas centrifugas es el
consumo de energía por parte de los motores debido a que un mal diseño
no solo nos puede aumentar el costo inicial sino que también va a influir en
el consumo energético durante el tiempo de opresión de la bomba.
145
Haciendo uso de varias investigaciones en la industria moderna nos dimos
cuenta que la mayoría de las empresas utilizan software para seleccionar
bombas, la mayoría de ellos proporcionados por los fabricantes y
distribuidores. Estos son muy fáciles de usar solo requieren de información
acerca de los requerimientos necesarios para el sistema tales como caudal,
presión, NPSH, entre otros. El resultado es la información sobre la bomba
mas adecuada para cumplir con dichos requerimientos.
En muchos casos las personas únicamente suministran los requerimientos
del sistema a diseñar a los fabricantes o distribuidores para que sean ellos
los encargados de seleccionar la bomba mas adecuada y así dejar toda la
responsabilidad a estos en caso de que la bomba no cumpla con los
requerimientos establecidos.
146
BIBLIOGRAFÍA
KENNETH, Mc Naughton, Bombas, Selección, Uso y Mantenimiento.1ra
edición. McGraw Hill, México, 1988.
VIEJO ZUBICARAY, Manuel. Bombas Teoría, Diseño y Aplicaciones.2da
edición. Editorial Limusa, México, 1996.
SALDARRIAGA V. Juan, “Hidráulica de tuberías,” 1ra ed., McGraw Hill,
Bogotá, 1994.
HANSEN Arthur G, “Mecánica de Fluidos,” 1ra ed., Editorial Limusa,
México, 1974.
STREETER Víctor L.; Wylie E. Benjamín, “Mecánica de Fluidos,” 3ra
ed.,McGraw Hill, México, 1988.
MUNSON Bruce R.; Young Donald F.; Okiishi Theodore H.,
“Fundamentos de Mecánica de Fluidos,” 1ra ed., Limusa Wiley, Mexico,
1999.
147
ANEXOS
SÍNTOMA NO. 1 LA BOMBA NO ENVÍA LÍQUIDO
CAUSAS:
PROBLEMAS DE SUCCION
1. La bomba no está cebada.
2. La tubería no está completamente llena de líquido
3. Insuficiente NPSH disponible.
4. Bolsa de aire en la línea de succión.
5. Tubería de succión insuficientemente sumergida.
6. Válvula de succión cerrada parcial o totalmente.
7. Filtro de succión sucio.
8. Obstrucción en la línea de succión.
9. Impulsor sucio.
OTROS PROBLEMAS HIDRAULICOS
1. Velocidad de la bomba muy baja.
2. Sentido de giro inverso.
3. Diámetro del impulsor más pequeño del especificado.
148
4. Cabeza estática mayor que la cabeza de apagada (altura del líquido que
la bomba resiste en la succión.
5. Cabeza total del sistema mayor que la del diseño.
6. La operación en paralelo de las bombas no es adecuada.
7. Viscosidad del líquido diferente a la de diseño.
SÍNTOMA NO. 2 CAPACIDAD INSUFICIENTE DE LA BOMBA
CAUSAS:
PROBLEMAS DE SUCCION
1. .La tubería no está completamente llena de líquido.
2. Insuficiente NPSH disponible.
3. Excesiva cantidad de aire o gas en el líquido.
4. Bolsa de aire en la línea de succión.
5. Fuga de aire en la línea de succión.
6. El aire entra a la bomba a través de empaquetaduras o sellos mecánicos.
7. Aire en el líquido de sellado.
8. Tubería de succión insuficientemente sumergida.
9. Formación de vórtice en la succión.
10. Válvula de succión cerrada parcial o totalmente.
11. Filtro de succión sucio.
12. Obstrucción en la línea de succión.
149
13. Pérdidas excesivas por fricción en la línea de succión.
14. Impulsor sucio.
15. Codo de succión en plano paralelo al del eje (para bombas de doble
succión).
16. Dos codos en la línea de succión a 90° uno del otro creando remolino y
prerotación.
OTROS PROBLEMAS HIDRAULICOS
1. Velocidad de la bomba muy baja.
2. Sentido de giro inverso.
3. Mal montaje del impulsor de doble succión.
4. Instrumentos descalibrados.
5. Diámetro del Impulsor más pequeño del especificado.
6. Pérdida de fricción en la descarga mayor que la calculada.
7. Cabeza total del sistema mayor que la del diseño.
8. Viscosidad del líquido diferente a la del diseño.
9. Desgaste excesivo de los internos.
PROBLEMAS MECANICOS
1. Materia orgánica en los impulsores.
2. Inadecuado material de los empaques de la carcaza.
3. Inadecuada instalación del empaque.
150
SÍNTOMA NO. 3 PRESIÓN INSUFICIENTE DE LA BOMBA
PROBLEMAS DE SUCCIÓN
1. Excesiva cantidad de aire o gas en el líquido.
2. Fuga de aire en la línea de succión.
3. El aire entra a la bomba a través de empaquetaduras o sellos mecánicos.
4. Aire en el líquido de sellado.
5. Tubería de succión insuficientemente sumergida.
6. Formación de vórtice en la succión.
7. Válvula de succión cerrada parcial o totalmente.
8. Filtro de succión sucio.
9. Obstrucción en la línea de succión.
10. Pérdidas excesivas por fricción en la línea de succión.
11. Impulsor sucio.
12. Dos codos en la línea de succión a 90° uno del otro creando remolino y
prerotación.
OTROS PROBLEMAS HIDRAULICOS
1. Velocidad de la bomba muy baja.
2. Sentido de giro inverso.
3. Mal montaje del impulsor de doble succión.
4. Instrumentos descalibrados.
5. Diámetro del Impulsor más pequeño del especificado.
151
6. Operación de la bomba a flujo demasiado alto (para bombas de baja
velocidad específica).
7. Gravedad específica del líquido difiere de las condiciones de diseño.
8. Viscosidad del líquido diferente a la del diseño.
9. Desgaste excesivo de los internos.
PROBLEMAS MECANICOS
1. Materia orgánica en los impulsores.
2. Inadecuado material de los empaques de la carcaza.
3. Inadecuada instalación del empaque.
SÍNTOMA NO. 4 LA BOMBA PIERDE CAPACIDAD DESPUÉS DE LA
ARRANCADA
CAUSAS:
PROBLEMAS DE SUCCIÓN
1. La tubería no está completamente llena de líquido.
2. Excesiva cantidad de aire o gas en el líquido.
3. Fuga de aire en la línea de succión.
4. El aire entra a la bomba a través de empaquetaduras o sellos mecánicos.
5. Aire en el líquido de sellado.
6. Tubería de agua de sello obstruida.
152
7. Mal montaje del sello.
8. Tubería de succión insuficientemente sumergida.
9. Formación de vórtice en la succión.
SÍNTOMA NO. 5 LA BOMBA REQUIERE POTENCIA EXCESIVA
CAUSAS:
OTROS PROBLEMAS HIDRAULICOS
1. Velocidad de la bomba muy alta.
2. Sentido de giro inverso.
3. Mal montaje del impulsor de doble succión.
4. Instrumentos descalibrados.
5. Diámetro del Impulsor más grande del especificado.
6. Cabeza total del sistema mayor que la del diseño.
7. Cabeza total del sistema menor que la del diseño.
8. Operación de la bomba a flujo demasiado alto (para bombas de baja
velocidad específica).
9. Gravedad específica del líquido difiere de las condiciones de diseño.
10. Viscosidad del líquido diferente a la del diseño.
11. Desgaste excesivo de los internos.
153
PROBLEMAS MECANICOS
1. Materia orgánica en los impulsores.
2. Desalineamiento.
3. Partes rotatorias rozan contra las estacionarias.
PROBLEMAS MECÁNICOS ÁREAS DE SELLO
1. Tipo incorrecto de empaque para las condiciones de operación.
2. Instalación del empaque del sello inadecuada.
3. Brida demasiada ajustada, impide flujo de líquido.
SÍNTOMA NO. 6 LA BOMBA VIBRA O EMITE RUIDOS A TODO LOS
FLUJOS
CAUSAS:
PROBLEMAS DE SUCCION
1. La tubería no está completamente llena de líquido.
2. Impulsor sucio.
OTROS PROBLEMAS HIDRAULICOS
1. Tolerancia demasiado pequeña entre el impulsor y la voluta o el difusor.
2. Alteración en la succión (desbalanceo entre la presión en la superficie del
líquido y la presión de vapor y la brida de succión).
154
PROBLEMAS MECÁNICOS
1. Materia orgánica en los impulsores.
2. Desalineamiento.
3. Insuficiente rigidez de la fundación (base).
4. Tornillos de anclaje flojos.
5. Tornillos de la bomba o del motor flojo.
6. Grauting no adecuado.
7. Excesivas fuerzas de la tubería en las boquillas de las bombas.
8. Juntas de expansión mal montadas.
9. Arrancada de la bomba sin un adecuado calentamiento.
10. Superficie de los montajes de los internos no están perpendiculares con
respecto al eje.
11. Pandeo del eje.
12. Rotor desbalanceado.
13. Partes flojas en el eje.
14. Eje descentrado por desgaste de las chumaceras.
15. Operación de la bomba cerca a la velocidad crítica.
155
SÍNTOMA NO. 6 LA BOMBA VIBRA O EMITE RUIDOS A TODO LOS
FLUJOS
PROBLEMAS MECANICOS
1. Luz del eje demasiado larga o diámetro del eje demasiado pequeño.
2. Resonancia entre la velocidad de operación y las frecuencias naturales
de la base, baseplate o tubería.
3. Partes rotatorias rozan contra las estacionarias.
4. Acoples faltos de lubricación.
PROBLEMAS MECÁNICOS CHUMACERAS
1. Excesivo empuje axial acusado por desgaste excesivo de los internos o
falla de los mismos, o, si se usa, excesivo desgaste del elemento de
balanceo.
2. Grasa o aceite erróneos.
3. Excesiva grasa o aceite en las cajas de rodamientos.
4. Falta de lubricación.
5. Instalación inadecuada de la chumacera antifricción, como daño en la
instalación, montaje incorrecto o del tipo inadecuado.
6. Entrada de suciedad a los rodamientos.
7. Humedad contaminando el lubricante.
8. Excesivo enfriamiento de los rodamientos
156
SÍNTOMA NO. 7 LA BOMBA VIBRA O EMITE RUIDOS A BAJOS FLUJOS.
CAUSAS:
PROBLEMAS DE SUCCIÓN
1. La tubería no está completamente llena de líquido.
2. Insuficiente NPSH disponible.
3. Codo de succión en plano paralelo al del eje (para bombas de doble
succión).
4. Selección de la bomba con velocidad específica de succión demasiado
alta.
OTROS PROBLEMAS HIDRAULICOS
1. Selección del impulsor con coeficiente anormal de la cabeza alta.
2. Operación de la bomba con válvula de descarga y cerrada sin abertura
del bypass.
3. Operación de la bomba por debajo del flujo mínimo.
4. Operación de la bomba a flujo demasiado bajo (para bombas de alta
velocidad específica).
5. La operación en paralelo de las bombas no es la adecuada.
157
PROBLEMAS MECÁNICOS CHUMACERAS
1. Excesivo empuje radial en bombas de voluta simple.
SÍNTOMA NO. 8 LA BOMBA VIBRA O EMITE RUIDOS A ALTOS FLUJOS
CAUSAS:
PROBLEMAS DE SUCCIÓN
1. La tubería no está completamente llena de líquido.
2. Insuficiente NPSH disponible.
3. Tubería de succión insuficientemente sumergida.
4. Formación de vórtice en la succión.
5. Válvula de succión cerrada parcial o totalmente.
6. Filtro de succión sucio.
7. Obstrucción en la línea de succión.
8. Pérdidas excesivas por fricción en la línea de succión.
9. Impulsor sucio.
10. Codo de succión en plano paralelo al del eje (para bombas de doble
succión).
11. Dos codos en la línea de succión a 90° uno del otro creando remolino y
prerotación.
158
OTROS PROBLEMAS HIDRÁULICOS
1. Cabeza total del sistema menor que la del diseño.
2. Operación de la bomba a flujo demasiado alto (para bombas de baja
velocidad específica).
3. Desgaste excesivo de los internos.
SÍNTOMA NO. 9 EL EJE OSCILA AXIALMENTE
CAUSAS:
PROBLEMAS DE SUCCIÓN
1. Codo de succión en plano paralelo al del eje (para bombas de doble
succión).
2. Dos codos en la línea de succión a 90° uno del otro creando remolino y
prerotación.
3. Selección de la bomba con velocidad específica de succión demasiado
alta.
OTROS PROBLEMAS HIDRAULICOS
1. Selección del impulsor con coeficiente anormal de la cabeza alta.
2. Operación de la bomba por debajo del flujo mínimo.
3. Operación de la bomba a flujo demasiado bajo (para bombas de alta
velocidad específica).
159
4. La operación en paralelo de las bombas no es la adecuada.
PROBLEMAS MECANICOS CHUMACERAS
1. Excesivo empuje radial en bombas de voluta simple.
SÍNTOMA NO. 10 LOS ALABES DEL IMPULSOR ESTÁN EROSIONADOS
EN EL LADO VISIBLE
CAUSAS:
PROBLEMAS DE SUCCIÓN
1. La tubería no está completamente llena de líquido.
2. Válvula de succión cerrada parcial o totalmente.
3. Filtro de succión sucio.
4. Obstrucción en la línea de succión.
5. Pérdidas excesivas por fricción en la línea de succión.
6. Impulsor sucio.
7. Codo de succión en plano paralelo al del eje (para bombas de doble
succión).
OTROS PROBLEMAS HIDRAULICOS
1. Desgaste excesivo de los internos.
160
SÍNTOMA NO. 11 LOS ALABES DEL IMPULSOR ESTÁN
EROSIONADOS EN EL LADO VISIBLE
CAUSAS:
PROBLEMAS DE SUCCIÓN
1. Válvula de succión cerrada parcial o totalmente.
2. Codo de succión en plano paralelo al del eje (para bombas de doble
succión).
3. Selección de la bomba con velocidad específica de succión demasiado
alta.
OTROS PROBLEMAS HIDRAULICOS
1. Operación de la bomba por debajo del flujo mínimo.
SÍNTOMA NO. 12 LOS ALABES DEL IMPULSOR ESTÁN
EROSIONADOS CERCA A LA DESCARG
CAUSAS:
OTROS PROBLEMAS HIDRÁULICOS
1. Tolerancia demasiado pequeña entre el impulsor y la voluta o el difusor
161
SÍNTOMA NO. 13 LOS ALABES DEL IMPULSOR ESTÁN
EROSIONADOS CERCA A LOS REFUERZOS DE LA DESCARGA
CAUSAS:
OTROS PROBLEMAS HIDRAULICOS
1. Selección del impulsor con coeficiente anormal de la cabeza alta.
2. Operación de la bomba por debajo del flujo mínimo.
SÍNTOMA NO. 14 LOS REFUERZOS DEL IMPULSOR ESTÁN
FRACCIONADOS
CAUSAS:
OTROS PROBLEMAS HIDRÁULICOS
1. Selección del impulsor con coeficiente anormal de la cabeza alta.
2. Operación de la bomba por debajo del flujo mínimo.
SÍNTOMA NO. 15 LA BOMBA SE SOBRECALIENTA.
CAUSAS:
PROBLEMAS DE SUCCION
1. La bomba no está cebada.
2. Insuficiente NPSH disponible.
162
3. Válvula de succión cerrada parcial o totalmente.
OTROS PROBLEMAS HIDRAULICOS
1. Operación de la bomba con válvula de descarga y cerrada sin abertura
del bypass.
2. Operación de la bomba por debajo del flujo mínimo.
3. La operación en paralelo de las bombas no es la adecuada.
4. Obstrucción en la línea de balanceo.
5. Alteración en la succión (desbalanceo entre la presión en la superficie del
líquido y la presión de vapor y la brida de succión).
PROBLEMAS MECÁNICOS
1. Desalineamiento.
2. Excesivas fuerzas de la tubería en las boquillas de las bombas.
3. Juntas de expansión mal montadas.
4. Arrancada de la bomba sin un adecuado calentamiento.
5. Superficie de los montajes de los internos no están perpendiculares con
respecto al eje.
6. Pandeo del eje.
7. Rotor desbalanceado.
163
SÍNTOMA NO. 15 LA BOMBA SE SOBRECALIENTA.
PROBLEMAS MECÁNICOS
1. Eje descentrado por desgaste de las chumaceras.
2. Operación de la bomba cerca a la velocidad crítica.
3. Luz del eje demasiado larga o diámetro del eje demasiado pequeño.
4. Resonancia entre la velocidad de operación y las frecuencias naturales
de la base, baseplate o tubería.
5. Partes rotatorias rozan contra las estacionarias.
6. Incursión de partículas sólidas duras en las tolerancias.
PROBLEMAS MECANICOS CHUMACERAS
1. Excesivo empuje radial en bombas de voluta simple.
2. Excesivo empuje axial acusado por desgaste excesivo de los internos o
falla de los mismos, o, si se usa, excesivo desgaste del elemento de
balanceo.
3. Instalación inadecuada de la chumacera antifricción, como daño en la
instalación, montaje incorrecto o del tipo inadecuado.
164
SÍNTOMA NO. 17 DESGASTE DE TOLERANCIAS INTERNAS
DEMASIADO RÁPIDO.
CAUSAS:
PROBLEMAS DE SUCCION
1. Insuficiente NPSH disponible.
OTROS PROBLEMAS HIDRAULICOS
1. Operación de la bomba con válvula de descarga y cerrada sin abertura
del bypass.
2. Operación de la bomba por debajo del flujo mínimo.
PROBLEMAS MECANICOS
1. Desalineamiento.
2. Excesivas fuerzas de la tubería en las boquillas de las bombas.
3. Juntas de expansión mal montadas.
4. Arrancada de la bomba sin un adecuado calentamiento.
5. Superficie de los montajes de los internos no están perpendiculares con
respecto al eje.
6. Pandeo del eje.
7. Rotor desbalanceado.
8. Eje descentrado por desgaste de las chumaceras.
9. Luz del eje demasiado larga o diámetro del eje demasiado pequeño.
10. Partes rotatorias rozan contra las estacionarias.
165
11. Incursión de partículas sólidas duras en las tolerancias.
12. Los materiales de la bomba no son los adecuados.
PROBLEMAS MECANICOS CHUMACERAS
1. Excesivo empuje radial en bombas de voluta simple.
SÍNTOMA NO. 18 LA CARCAZA DE PARTICIÓN AXIAL ESTÁ ROTA A
LO LARGO DE LA LÍNEA DE DIVISIÓN
CAUSAS:
PROBLEMAS MECÁNICOS
1. Inadecuado material de los empaques de la carcaza.
2. Inadecuada instalación del empaque.
3. Inadecuado apriete de los tornillos de la carcaza
SÍNTOMA NO. 19 JUNTAS INTERNAS ESTACIONARIAS ESTÁN ROTAS
A LO LARGO DE LA LÍNEA DE PARTICIÓN.
CAUSAS:
PROBLEMAS MECÁNICOS
1. Superficie de los montajes de los internos no están perpendiculares con
respecto al eje.
166
2. Inadecuado material de los empaques de la carcaza.
3. Inadecuada instalación del empaque.
4. Inadecuado apriete de los tornillos de la carcaza
SÍNTOMA NO. 20 LOS EMPAQUES TIENEN CORTA VIDA O FUGA
EXCESIVA
CAUSAS:
PROBLEMAS DE SUCCION
1. Tubería de agua de sello obstruida.
2. Mal montaje del sello.
PROBLEMAS MECÁNICOS
1. Desalineamiento.
2. Pandeo del eje.
3. Rotor desbalanceado.
4. Eje descentrado por desgaste de las chumaceras.
PROBLEMAS MECANICOS AREAS DE SELLOS
1. Eje o camisa del eje con altos desgastes en los empaques.
2. Tipo incorrecto de empaque para las condiciones de operación..
Instalación del empaque del sello inadecuada.
3. Brida demasiada ajustada, impide flujo de líquido.
167
4. Tolerancia excesiva en la caja de empaquetaduras que hace que esta
sea forzada al interior de la bomba.
5. Suciedad en el líquido de sello.
6. Falla en el enfriamiento de la caja de empaquetaduras.
SÍNTOMA NO. 21 LOS EMPAQUES SE AFLOJAN.
CAUSAS:
PROBLEMAS DE SUCCIÓN
1. Tubería de agua de sello obstruida.
2. Mal montaje del sello
SÍNTOMA NO. 22 SELLO MECÁNICO TIENE FUGA EXCESIVA
CAUSAS:
PROBLEMAS MECÁNICOS
1. Desalineamiento.
2. Pandeo del eje.
3. Rotor desbalanceado.
4. Eje descentrado por desgaste de las chumaceras.
5. Operación de la bomba cerca a la velocidad crítica.
6. Incursión de partículas sólidas duras en las tolerancias.
168
PROBLEMAS MECANICOS AREAS DE SELLOS
1. Tipo incorrecto de sello mecánico para las condiciones previstas.
2. Sello mecánico inadecuadamente instalado.
SÍNTOMA NO. 23 DAÑO POR PARTE DEL SELLO MECÁNICO
CAUSAS:
PROBLEMAS MECÁNICOS
1. Desalineamiento.
2. Pandeo del eje.
3. Rotor desbalanceado.
4. Eje descentrado por desgaste de las chumaceras.
5. Operación de la bomba cerca a la velocidad crítica.
6. Incursión de partículas sólidas duras en las tolerancias.
PROBLEMAS MECÁNICOS ÁREAS DE SELLOS
1. Tipo incorrecto de sello mecánico para las condiciones previstas.
2. Sello mecánico inadecuadamente instalado.
169
SÍNTOMA NO. 24 LOS RODAMIENTOS TIENEN CORTA VIDA
CAUSAS:
PROBLEMAS DE SUCCION
1. Insuficiente NPSH disponible.
OTROS PROBLEMAS HIDRÁULICOS
1. Operación de la bomba por debajo del flujo mínimo.
2. Desgaste excesivo de los internos.
3. Obstrucción en la línea de balanceo.
PROBLEMAS MECANICOS
1. Desalineamiento.
2. Excesivas fuerzas de la tubería en las boquillas de las bombas.
3. Juntas de expansión mal montadas.
4. Pandeo del eje.
5. Rotor desbalanceado.
6. Operación de la bomba cerca a la velocidad crítica.
170
SÍNTOMA NO. 24 LOS RODAMIENTOS TIENEN CORTA VIDA
PROBLEMAS MECÁNICOS CHUMACERAS
1. Excesivo empuje radial en bombas de voluta simple.
2. Excesivo empuje axial acusado por desgaste excesivo de los internos o
falla de los mismos, o, si se usa, excesivo desgaste del elemento de
balanceo.
3. Grasa o aceite erróneos.
4. Excesiva grasa o aceite en las cajas de rodamientos.
5. Falta de lubricación.
6. Instalación inadecuada de la chumacera antifricción, como daño en la
instalación, montaje incorrecto o del tipo inadecuado.
7. Entrada de suciedad a los rodamientos.
8. Humedad contaminando el lubricante.
9. Excesivo enfriamiento de los rodamientos.
SÍNTOMA NO. 25 FALLA DEL ACOPLE
CAUSAS:
PROBLEMAS MECÁNICOS
1. Desalineamiento.
2. Excesivas fuerzas de la tubería en las boquillas de las bombas.
3. Juntas de expansión mal montadas.
4. Pandeo del eje.
5. Acoples faltos de lubricación.
